МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
laquoУфимский государственный нефтяной технический университетraquo
Кафедра laquoМеханика и конструирование машинraquo
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
Режима
Оценка Оформления
Защиты
МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовому проекту по ДМ и ОК
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
СОГЛАСОВАНО
Консультант Разработал
доцент кафедры МКМ студент группы МП 10-01
_________ АС Сулейманов _подпись_ ИО Фамилия
дата
Общая оценка проекта
СОДЕРЖАНИЕ
1Техническое задание 3
2Кинематический и силовой расчеты привода 4
21 Определение КПД кинематической цепи привода и выбор электродвигателя 4
22 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами
23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на валах
привода
3 Проектировочные расчёты передач
31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3
32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5
33 Расчет клиноременной передачи
34 Расчёт передачи роликовой цепью
4 Проектировочные ориентировочные расчеты валов
5 Выбор способа и типа смазки подшипников и передач
6 Первая эскизная компоновка редуктора
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
62 Определение диаметров фланцевых болтов и фланцев
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
7 Проектировочные приближенные расчеты валов
8 Подбор подшипников
9 Расчеты шпоночных и шлицевых соединений
10 Проверочные уточненные расчеты валов на сопротивление усталости
11 Расчет муфты
12 Задание характера сопряжений деталей в редукторе
Список использованной литературы
Приложение А Первая эскизная компоновка на координатной бумаге
Приложение Б Спецификации
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Изм Лист докум Подпись Дата
Разраб
ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА
Пояснительная записка
Литера Лист Листов
Пров Сулейманов А
y 2 43
УГНТУ
МП 10 - 01 Н Контр
Утв
1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Спроектировать привод подъемника при следующих исходных данных
Мощность потребителя Nвых =17 кВт
Угловая скорость выходного вала
на 1 скорости ωВЫХ = 5 радс
на 2 скорости ω1
ВЫХ = 7 радс
Требуемый ресурс Lh = 10000 часов
Режим нагружения постоянный
Производство единичное
Муфта неуправляемая упругая компенсирующая
Рисунок 11
К защите представить
1) Сборочный чертёж редуктора в масштабе 11 со спецификацией
2) Рабочие чертежи пяти деталей редуктора зубчатого колеса вала
двух крышек подшипников и распорной втулки
3) Пояснительную записку
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
3
Изм Лист докум Подпись Дата
2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА
21 Определение КПД кинематической цепи в приводе и выбор
электродвигателя
общ = муфтыmiddotчервmiddotзубпmiddot3
пкач middotмк = 098middot082middot096middot0993 middot098 = 07336
где ηмуфты - КПД муфты
ηчерв - КПД закрытой червячной передачи
ηзуб п - КПД зубчатой передачи
ηпод к - КПД подшипников качения
мк - КПД муфты кулачковой
Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый серии АИР
мощностью Nдв = 3 кВт и синхронной частотой вращения nДВ ГОСТ = 3000 обмин
Стандартное обозначение двигателя Двигатель АИР 90L2У3 ТУ 16-525564-84
Асинхронная частота вращения вала двигателя
nДВ = nДВ ГОСТ (1-S) = 3000middot(1- 004) = 2480 обмин
Асинхронная угловая скорость вращения вала двигателя
ДВ = nДВ 955 = 2840 955 = 2974 радс
22 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами
Требуемое общее передаточное отношение передач через которые передается
поток мощности на вал 3 при включении 1 скорости
48595
4297i
вых
двтреб63
Фактическое значение передаточного отношения
45995412ii i 6543факт
63
где i3-4 - передаточное отношение червячной передачи
i5-6 - передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи i5-6
Отклонение составляет 013 lt 1 что приемлемо
Требуемое общее передаточное отношение передач через которое передается
поток мощности на вал 3 при включении 2 скорости
48427
4297i
вых
двтреб83
Фактическое значение передаточного отношения
484254312iii 8743факт
83
где i7-8- передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи
Отклонение составляет 0 lt 1 что приемлемо
кВт317273360
71
общ
ВЫХДВ
NN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
4
Изм Лист докум Подпись Дата
23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на
валах привода
Мощности на валах
N2 = Nдв = 231700 Вт
N3 = Nдвmiddot ηмуфтыmiddot ηпод к= 231700middot098middot099 = 224828 Вт
N4 = N3middot ηчерв= 224828middot082 = 184358 Вт
N5 = N7 =N4middot ηпод к = 184358middot099 = 182514 Вт
N6 = N8 =N5middot ηзуб п = 182514middot096 = 175130 Вт
Nвых=N8middot ηпод кmiddotмк = 175213middot098middot099 = 1700 Вт
Угловые скорости вращения элементов привода
2 = 3 = ДВ = 2974 радс
4 = 5 = 7 = 3i3-4 = 2974 12 = 2478 радс
8 = 7 i7-8 = 2478 354 = 7 радс
6 = 5 i5-6 = 2478 495 = 5 радс
Частоты вращения элементов привода
n2 = n3 = nДВ = ДВ middot 955 = 2974 middot 955 = 2840 обмин
n4 = n5 = n7 = 4 middot 955 = 2478 middot 955 = 237 обмин
n8 = 8 middot 955 = 7 middot 955 = 67 обмин
n6 = 6 middot 955 = 5middot 955 = 48 обмин
Вращающие моменты на валах
79274297
002317NТT
дв
двдв2
Нmiddotм
55974297
282248NT
3
33
Нmiddotм
3979747824
581843NT
4
44
Нmiddotм
654737824
141825NТТ
5
557
Нmiddotм
42507
131752NТ
8
88
Нmiddotм
53505
131752NT
6
66
Нmiddotм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
5
Изм Лист докум Подпись Дата
Результаты расчетов сведём в таблицу 21
Таблица 21
НОМЕРА
ВАЛОВ
МОЩНОСТЬ
Вт
УГЛОВАЯ
СКОРОСТЬ
радс
ЧАСТОТА
ВРАЩЕНИЯ
обмин
ВРАЩАЮЩИЕ
МОМЕНТЫ
Нм
ВАЛ ДВИГА-
ТЕЛЯ и I ВАЛ
Nдв= 231700
N2 =231700
N3 =224828
дв = 29740
2 = 29740
3 = 29740
nДВ = 2840
n2 = 2840
n3 = 2840
Тдв= 7792
Т2 = 7792
Т3 = 7559
II ВАЛ
N4 =184358
N5 =182540
N7 =182514
4 = 2478
5 = 2478
7 = 2478
n4 = 237
n5 = 237
n7 = 237
Т4 = 74398
Т5 = 73654
Т7 = 73654
III ВАЛ N6 =175213
N8 =175213
6 = 500
8 = 700
n6 = 48
n8 = 67 Т6 =350500
Т8 =250400
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
6
Изм Лист докум Подпись Дата
3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ
31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм
Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин
Передаточное число передачи u23 = 21
Число витков червяка Z2 = 4
Ресурс передачи Lh = 10000 ч
Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-
бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-
вячного колеса
На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-
нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -
улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)
Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-
ную бронзу Бр0Ф10-4
Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса
МПа3345770751
104Y
]S[][ 3N
3F
3blimF3F
где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса
соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа
[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]
YN3 ndash коэффициент долговечности
Для бронз
Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]
где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]
в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]
577010989141
10
N
10Y 9
6
6Fq
3FE
6
3N
причем 054 YN3 1
где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)
NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба
NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10
6 циклов
где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения
(для постоянного режима нагружения F =1)
NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса
NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов
где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин
j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот
колеса
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
7
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ
(распечатки)
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
8
Изм Лист докум Подпись Дата
Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на
ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости
обеспечивается
Геометрические параметры передачи
Делительные диаметры червяка и колеса
d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм
где m - модуль зубьев мм
q - коэффициент диаметра червяка
Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51
Z2- число витков червяка Z2=4
i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275
Начальные диаметры червяка и колеса
dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм
где Х3- коэффициент смещения исходного контура
Диаметры вершин червяка и колеса
da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм
da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм
Наибольший диаметр червячного колеса
22224
46218
2Z
m6dd
23a3aM
мм
Диаметры впадин червяка и червячного колеса
df2=d2-24m=40-244=304 мм
df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм
Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4
Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм
Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
9
Изм Лист докум Подпись Дата
32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе
n5 =114 мин -1
ndash частота вращения большего колеса
Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса
Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса
β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град
Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый
Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей
зубьев
Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до
твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]
Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной
контактной усталости материалов колес
XVR
H
Nlim ZZZS
Z][
где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа
ΖΝ - коэффициент долговечности
[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности
ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-
пряженных поверхностей зубьев
ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес
ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес
SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo
где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений
Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений
q H ndash показатель степени кривой контактной усталости
N H lim В 4 = 64242
4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]
N H lim В 5 = 64242
5 1071624830Н30 циклов
N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H
где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один
оборот колеса
H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При
МПа56670248270H2
5с5МПа64070285270H2
55BlimH
44BlimH
N
NZ Hq
HE
BlimHN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
10
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ
( распечатки )
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
11
Изм Лист докум Подпись Дата
постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]
N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6
циклов
N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов
Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]
где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм
ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс
ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм
Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление
зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка
Усталостного выкрашивания зубьев не будет
3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной
поломки зуба
YYYYYYS
YdgZAXR
F
NВlimF
F
где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа
[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности
YN - коэффициент долговечности при изгибе
YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности
YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса
YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки
YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки
зубчатого колеса
Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зубьев
Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-
нения переходной поверхности
σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]
σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa
[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]
YN 4 = 1принимаем520108205
104q
N6
6
6
F
4FE
4ВlimF
900108205
1042320
6
6
4
930
10468
1071620
6
6
5
а4551195011
9305665
а49711950
11
9006404
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
12
Изм Лист докум Подпись Дата
YN 5 = 1принимаем62010468
104q
N6
6
6
F
5FE
5ВlimF
q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью
[5 с17 ]
4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]
4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как
F = H = 1 5 с7
YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев
YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044
YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032
YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки
YZ = 1 [5 с17 ] для поковок
Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется
Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-
му упрочнению
Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt
5F = 264 MΠa
сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной
поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет
a26411110321171
1434
a30611110441171
1499
5F
4F
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
13
Изм Лист докум Подпись Дата
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
СОДЕРЖАНИЕ
1Техническое задание 3
2Кинематический и силовой расчеты привода 4
21 Определение КПД кинематической цепи привода и выбор электродвигателя 4
22 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами
23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на валах
привода
3 Проектировочные расчёты передач
31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3
32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5
33 Расчет клиноременной передачи
34 Расчёт передачи роликовой цепью
4 Проектировочные ориентировочные расчеты валов
5 Выбор способа и типа смазки подшипников и передач
6 Первая эскизная компоновка редуктора
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
62 Определение диаметров фланцевых болтов и фланцев
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
7 Проектировочные приближенные расчеты валов
8 Подбор подшипников
9 Расчеты шпоночных и шлицевых соединений
10 Проверочные уточненные расчеты валов на сопротивление усталости
11 Расчет муфты
12 Задание характера сопряжений деталей в редукторе
Список использованной литературы
Приложение А Первая эскизная компоновка на координатной бумаге
Приложение Б Спецификации
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Изм Лист докум Подпись Дата
Разраб
ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА
Пояснительная записка
Литера Лист Листов
Пров Сулейманов А
y 2 43
УГНТУ
МП 10 - 01 Н Контр
Утв
1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Спроектировать привод подъемника при следующих исходных данных
Мощность потребителя Nвых =17 кВт
Угловая скорость выходного вала
на 1 скорости ωВЫХ = 5 радс
на 2 скорости ω1
ВЫХ = 7 радс
Требуемый ресурс Lh = 10000 часов
Режим нагружения постоянный
Производство единичное
Муфта неуправляемая упругая компенсирующая
Рисунок 11
К защите представить
1) Сборочный чертёж редуктора в масштабе 11 со спецификацией
2) Рабочие чертежи пяти деталей редуктора зубчатого колеса вала
двух крышек подшипников и распорной втулки
3) Пояснительную записку
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
3
Изм Лист докум Подпись Дата
2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА
21 Определение КПД кинематической цепи в приводе и выбор
электродвигателя
общ = муфтыmiddotчервmiddotзубпmiddot3
пкач middotмк = 098middot082middot096middot0993 middot098 = 07336
где ηмуфты - КПД муфты
ηчерв - КПД закрытой червячной передачи
ηзуб п - КПД зубчатой передачи
ηпод к - КПД подшипников качения
мк - КПД муфты кулачковой
Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый серии АИР
мощностью Nдв = 3 кВт и синхронной частотой вращения nДВ ГОСТ = 3000 обмин
Стандартное обозначение двигателя Двигатель АИР 90L2У3 ТУ 16-525564-84
Асинхронная частота вращения вала двигателя
nДВ = nДВ ГОСТ (1-S) = 3000middot(1- 004) = 2480 обмин
Асинхронная угловая скорость вращения вала двигателя
ДВ = nДВ 955 = 2840 955 = 2974 радс
22 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами
Требуемое общее передаточное отношение передач через которые передается
поток мощности на вал 3 при включении 1 скорости
48595
4297i
вых
двтреб63
Фактическое значение передаточного отношения
45995412ii i 6543факт
63
где i3-4 - передаточное отношение червячной передачи
i5-6 - передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи i5-6
Отклонение составляет 013 lt 1 что приемлемо
Требуемое общее передаточное отношение передач через которое передается
поток мощности на вал 3 при включении 2 скорости
48427
4297i
вых
двтреб83
Фактическое значение передаточного отношения
484254312iii 8743факт
83
где i7-8- передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи
Отклонение составляет 0 lt 1 что приемлемо
кВт317273360
71
общ
ВЫХДВ
NN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
4
Изм Лист докум Подпись Дата
23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на
валах привода
Мощности на валах
N2 = Nдв = 231700 Вт
N3 = Nдвmiddot ηмуфтыmiddot ηпод к= 231700middot098middot099 = 224828 Вт
N4 = N3middot ηчерв= 224828middot082 = 184358 Вт
N5 = N7 =N4middot ηпод к = 184358middot099 = 182514 Вт
N6 = N8 =N5middot ηзуб п = 182514middot096 = 175130 Вт
Nвых=N8middot ηпод кmiddotмк = 175213middot098middot099 = 1700 Вт
Угловые скорости вращения элементов привода
2 = 3 = ДВ = 2974 радс
4 = 5 = 7 = 3i3-4 = 2974 12 = 2478 радс
8 = 7 i7-8 = 2478 354 = 7 радс
6 = 5 i5-6 = 2478 495 = 5 радс
Частоты вращения элементов привода
n2 = n3 = nДВ = ДВ middot 955 = 2974 middot 955 = 2840 обмин
n4 = n5 = n7 = 4 middot 955 = 2478 middot 955 = 237 обмин
n8 = 8 middot 955 = 7 middot 955 = 67 обмин
n6 = 6 middot 955 = 5middot 955 = 48 обмин
Вращающие моменты на валах
79274297
002317NТT
дв
двдв2
Нmiddotм
55974297
282248NT
3
33
Нmiddotм
3979747824
581843NT
4
44
Нmiddotм
654737824
141825NТТ
5
557
Нmiddotм
42507
131752NТ
8
88
Нmiddotм
53505
131752NT
6
66
Нmiddotм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
5
Изм Лист докум Подпись Дата
Результаты расчетов сведём в таблицу 21
Таблица 21
НОМЕРА
ВАЛОВ
МОЩНОСТЬ
Вт
УГЛОВАЯ
СКОРОСТЬ
радс
ЧАСТОТА
ВРАЩЕНИЯ
обмин
ВРАЩАЮЩИЕ
МОМЕНТЫ
Нм
ВАЛ ДВИГА-
ТЕЛЯ и I ВАЛ
Nдв= 231700
N2 =231700
N3 =224828
дв = 29740
2 = 29740
3 = 29740
nДВ = 2840
n2 = 2840
n3 = 2840
Тдв= 7792
Т2 = 7792
Т3 = 7559
II ВАЛ
N4 =184358
N5 =182540
N7 =182514
4 = 2478
5 = 2478
7 = 2478
n4 = 237
n5 = 237
n7 = 237
Т4 = 74398
Т5 = 73654
Т7 = 73654
III ВАЛ N6 =175213
N8 =175213
6 = 500
8 = 700
n6 = 48
n8 = 67 Т6 =350500
Т8 =250400
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
6
Изм Лист докум Подпись Дата
3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ
31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм
Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин
Передаточное число передачи u23 = 21
Число витков червяка Z2 = 4
Ресурс передачи Lh = 10000 ч
Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-
бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-
вячного колеса
На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-
нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -
улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)
Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-
ную бронзу Бр0Ф10-4
Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса
МПа3345770751
104Y
]S[][ 3N
3F
3blimF3F
где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса
соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа
[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]
YN3 ndash коэффициент долговечности
Для бронз
Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]
где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]
в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]
577010989141
10
N
10Y 9
6
6Fq
3FE
6
3N
причем 054 YN3 1
где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)
NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба
NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10
6 циклов
где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения
(для постоянного режима нагружения F =1)
NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса
NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов
где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин
j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот
колеса
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
7
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ
(распечатки)
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
8
Изм Лист докум Подпись Дата
Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на
ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости
обеспечивается
Геометрические параметры передачи
Делительные диаметры червяка и колеса
d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм
где m - модуль зубьев мм
q - коэффициент диаметра червяка
Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51
Z2- число витков червяка Z2=4
i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275
Начальные диаметры червяка и колеса
dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм
где Х3- коэффициент смещения исходного контура
Диаметры вершин червяка и колеса
da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм
da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм
Наибольший диаметр червячного колеса
22224
46218
2Z
m6dd
23a3aM
мм
Диаметры впадин червяка и червячного колеса
df2=d2-24m=40-244=304 мм
df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм
Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4
Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм
Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
9
Изм Лист докум Подпись Дата
32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе
n5 =114 мин -1
ndash частота вращения большего колеса
Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса
Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса
β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град
Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый
Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей
зубьев
Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до
твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]
Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной
контактной усталости материалов колес
XVR
H
Nlim ZZZS
Z][
где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа
ΖΝ - коэффициент долговечности
[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности
ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-
пряженных поверхностей зубьев
ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес
ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес
SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo
где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений
Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений
q H ndash показатель степени кривой контактной усталости
N H lim В 4 = 64242
4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]
N H lim В 5 = 64242
5 1071624830Н30 циклов
N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H
где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один
оборот колеса
H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При
МПа56670248270H2
5с5МПа64070285270H2
55BlimH
44BlimH
N
NZ Hq
HE
BlimHN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
10
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ
( распечатки )
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
11
Изм Лист докум Подпись Дата
постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]
N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6
циклов
N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов
Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]
где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм
ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс
ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм
Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление
зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка
Усталостного выкрашивания зубьев не будет
3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной
поломки зуба
YYYYYYS
YdgZAXR
F
NВlimF
F
где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа
[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности
YN - коэффициент долговечности при изгибе
YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности
YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса
YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки
YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки
зубчатого колеса
Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зубьев
Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-
нения переходной поверхности
σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]
σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa
[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]
YN 4 = 1принимаем520108205
104q
N6
6
6
F
4FE
4ВlimF
900108205
1042320
6
6
4
930
10468
1071620
6
6
5
а4551195011
9305665
а49711950
11
9006404
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
12
Изм Лист докум Подпись Дата
YN 5 = 1принимаем62010468
104q
N6
6
6
F
5FE
5ВlimF
q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью
[5 с17 ]
4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]
4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как
F = H = 1 5 с7
YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев
YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044
YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032
YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки
YZ = 1 [5 с17 ] для поковок
Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется
Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-
му упрочнению
Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt
5F = 264 MΠa
сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной
поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет
a26411110321171
1434
a30611110441171
1499
5F
4F
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
13
Изм Лист докум Подпись Дата
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Спроектировать привод подъемника при следующих исходных данных
Мощность потребителя Nвых =17 кВт
Угловая скорость выходного вала
на 1 скорости ωВЫХ = 5 радс
на 2 скорости ω1
ВЫХ = 7 радс
Требуемый ресурс Lh = 10000 часов
Режим нагружения постоянный
Производство единичное
Муфта неуправляемая упругая компенсирующая
Рисунок 11
К защите представить
1) Сборочный чертёж редуктора в масштабе 11 со спецификацией
2) Рабочие чертежи пяти деталей редуктора зубчатого колеса вала
двух крышек подшипников и распорной втулки
3) Пояснительную записку
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
3
Изм Лист докум Подпись Дата
2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА
21 Определение КПД кинематической цепи в приводе и выбор
электродвигателя
общ = муфтыmiddotчервmiddotзубпmiddot3
пкач middotмк = 098middot082middot096middot0993 middot098 = 07336
где ηмуфты - КПД муфты
ηчерв - КПД закрытой червячной передачи
ηзуб п - КПД зубчатой передачи
ηпод к - КПД подшипников качения
мк - КПД муфты кулачковой
Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый серии АИР
мощностью Nдв = 3 кВт и синхронной частотой вращения nДВ ГОСТ = 3000 обмин
Стандартное обозначение двигателя Двигатель АИР 90L2У3 ТУ 16-525564-84
Асинхронная частота вращения вала двигателя
nДВ = nДВ ГОСТ (1-S) = 3000middot(1- 004) = 2480 обмин
Асинхронная угловая скорость вращения вала двигателя
ДВ = nДВ 955 = 2840 955 = 2974 радс
22 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами
Требуемое общее передаточное отношение передач через которые передается
поток мощности на вал 3 при включении 1 скорости
48595
4297i
вых
двтреб63
Фактическое значение передаточного отношения
45995412ii i 6543факт
63
где i3-4 - передаточное отношение червячной передачи
i5-6 - передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи i5-6
Отклонение составляет 013 lt 1 что приемлемо
Требуемое общее передаточное отношение передач через которое передается
поток мощности на вал 3 при включении 2 скорости
48427
4297i
вых
двтреб83
Фактическое значение передаточного отношения
484254312iii 8743факт
83
где i7-8- передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи
Отклонение составляет 0 lt 1 что приемлемо
кВт317273360
71
общ
ВЫХДВ
NN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
4
Изм Лист докум Подпись Дата
23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на
валах привода
Мощности на валах
N2 = Nдв = 231700 Вт
N3 = Nдвmiddot ηмуфтыmiddot ηпод к= 231700middot098middot099 = 224828 Вт
N4 = N3middot ηчерв= 224828middot082 = 184358 Вт
N5 = N7 =N4middot ηпод к = 184358middot099 = 182514 Вт
N6 = N8 =N5middot ηзуб п = 182514middot096 = 175130 Вт
Nвых=N8middot ηпод кmiddotмк = 175213middot098middot099 = 1700 Вт
Угловые скорости вращения элементов привода
2 = 3 = ДВ = 2974 радс
4 = 5 = 7 = 3i3-4 = 2974 12 = 2478 радс
8 = 7 i7-8 = 2478 354 = 7 радс
6 = 5 i5-6 = 2478 495 = 5 радс
Частоты вращения элементов привода
n2 = n3 = nДВ = ДВ middot 955 = 2974 middot 955 = 2840 обмин
n4 = n5 = n7 = 4 middot 955 = 2478 middot 955 = 237 обмин
n8 = 8 middot 955 = 7 middot 955 = 67 обмин
n6 = 6 middot 955 = 5middot 955 = 48 обмин
Вращающие моменты на валах
79274297
002317NТT
дв
двдв2
Нmiddotм
55974297
282248NT
3
33
Нmiddotм
3979747824
581843NT
4
44
Нmiddotм
654737824
141825NТТ
5
557
Нmiddotм
42507
131752NТ
8
88
Нmiddotм
53505
131752NT
6
66
Нmiddotм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
5
Изм Лист докум Подпись Дата
Результаты расчетов сведём в таблицу 21
Таблица 21
НОМЕРА
ВАЛОВ
МОЩНОСТЬ
Вт
УГЛОВАЯ
СКОРОСТЬ
радс
ЧАСТОТА
ВРАЩЕНИЯ
обмин
ВРАЩАЮЩИЕ
МОМЕНТЫ
Нм
ВАЛ ДВИГА-
ТЕЛЯ и I ВАЛ
Nдв= 231700
N2 =231700
N3 =224828
дв = 29740
2 = 29740
3 = 29740
nДВ = 2840
n2 = 2840
n3 = 2840
Тдв= 7792
Т2 = 7792
Т3 = 7559
II ВАЛ
N4 =184358
N5 =182540
N7 =182514
4 = 2478
5 = 2478
7 = 2478
n4 = 237
n5 = 237
n7 = 237
Т4 = 74398
Т5 = 73654
Т7 = 73654
III ВАЛ N6 =175213
N8 =175213
6 = 500
8 = 700
n6 = 48
n8 = 67 Т6 =350500
Т8 =250400
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
6
Изм Лист докум Подпись Дата
3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ
31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм
Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин
Передаточное число передачи u23 = 21
Число витков червяка Z2 = 4
Ресурс передачи Lh = 10000 ч
Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-
бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-
вячного колеса
На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-
нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -
улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)
Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-
ную бронзу Бр0Ф10-4
Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса
МПа3345770751
104Y
]S[][ 3N
3F
3blimF3F
где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса
соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа
[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]
YN3 ndash коэффициент долговечности
Для бронз
Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]
где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]
в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]
577010989141
10
N
10Y 9
6
6Fq
3FE
6
3N
причем 054 YN3 1
где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)
NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба
NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10
6 циклов
где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения
(для постоянного режима нагружения F =1)
NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса
NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов
где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин
j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот
колеса
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
7
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ
(распечатки)
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
8
Изм Лист докум Подпись Дата
Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на
ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости
обеспечивается
Геометрические параметры передачи
Делительные диаметры червяка и колеса
d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм
где m - модуль зубьев мм
q - коэффициент диаметра червяка
Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51
Z2- число витков червяка Z2=4
i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275
Начальные диаметры червяка и колеса
dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм
где Х3- коэффициент смещения исходного контура
Диаметры вершин червяка и колеса
da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм
da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм
Наибольший диаметр червячного колеса
22224
46218
2Z
m6dd
23a3aM
мм
Диаметры впадин червяка и червячного колеса
df2=d2-24m=40-244=304 мм
df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм
Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4
Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм
Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
9
Изм Лист докум Подпись Дата
32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе
n5 =114 мин -1
ndash частота вращения большего колеса
Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса
Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса
β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град
Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый
Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей
зубьев
Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до
твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]
Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной
контактной усталости материалов колес
XVR
H
Nlim ZZZS
Z][
где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа
ΖΝ - коэффициент долговечности
[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности
ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-
пряженных поверхностей зубьев
ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес
ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес
SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo
где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений
Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений
q H ndash показатель степени кривой контактной усталости
N H lim В 4 = 64242
4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]
N H lim В 5 = 64242
5 1071624830Н30 циклов
N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H
где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один
оборот колеса
H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При
МПа56670248270H2
5с5МПа64070285270H2
55BlimH
44BlimH
N
NZ Hq
HE
BlimHN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
10
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ
( распечатки )
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
11
Изм Лист докум Подпись Дата
постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]
N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6
циклов
N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов
Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]
где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм
ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс
ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм
Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление
зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка
Усталостного выкрашивания зубьев не будет
3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной
поломки зуба
YYYYYYS
YdgZAXR
F
NВlimF
F
где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа
[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности
YN - коэффициент долговечности при изгибе
YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности
YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса
YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки
YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки
зубчатого колеса
Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зубьев
Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-
нения переходной поверхности
σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]
σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa
[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]
YN 4 = 1принимаем520108205
104q
N6
6
6
F
4FE
4ВlimF
900108205
1042320
6
6
4
930
10468
1071620
6
6
5
а4551195011
9305665
а49711950
11
9006404
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
12
Изм Лист докум Подпись Дата
YN 5 = 1принимаем62010468
104q
N6
6
6
F
5FE
5ВlimF
q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью
[5 с17 ]
4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]
4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как
F = H = 1 5 с7
YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев
YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044
YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032
YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки
YZ = 1 [5 с17 ] для поковок
Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется
Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-
му упрочнению
Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt
5F = 264 MΠa
сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной
поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет
a26411110321171
1434
a30611110441171
1499
5F
4F
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
13
Изм Лист докум Подпись Дата
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА
21 Определение КПД кинематической цепи в приводе и выбор
электродвигателя
общ = муфтыmiddotчервmiddotзубпmiddot3
пкач middotмк = 098middot082middot096middot0993 middot098 = 07336
где ηмуфты - КПД муфты
ηчерв - КПД закрытой червячной передачи
ηзуб п - КПД зубчатой передачи
ηпод к - КПД подшипников качения
мк - КПД муфты кулачковой
Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый серии АИР
мощностью Nдв = 3 кВт и синхронной частотой вращения nДВ ГОСТ = 3000 обмин
Стандартное обозначение двигателя Двигатель АИР 90L2У3 ТУ 16-525564-84
Асинхронная частота вращения вала двигателя
nДВ = nДВ ГОСТ (1-S) = 3000middot(1- 004) = 2480 обмин
Асинхронная угловая скорость вращения вала двигателя
ДВ = nДВ 955 = 2840 955 = 2974 радс
22 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами
Требуемое общее передаточное отношение передач через которые передается
поток мощности на вал 3 при включении 1 скорости
48595
4297i
вых
двтреб63
Фактическое значение передаточного отношения
45995412ii i 6543факт
63
где i3-4 - передаточное отношение червячной передачи
i5-6 - передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи i5-6
Отклонение составляет 013 lt 1 что приемлемо
Требуемое общее передаточное отношение передач через которое передается
поток мощности на вал 3 при включении 2 скорости
48427
4297i
вых
двтреб83
Фактическое значение передаточного отношения
484254312iii 8743факт
83
где i7-8- передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи
Отклонение составляет 0 lt 1 что приемлемо
кВт317273360
71
общ
ВЫХДВ
NN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
4
Изм Лист докум Подпись Дата
23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на
валах привода
Мощности на валах
N2 = Nдв = 231700 Вт
N3 = Nдвmiddot ηмуфтыmiddot ηпод к= 231700middot098middot099 = 224828 Вт
N4 = N3middot ηчерв= 224828middot082 = 184358 Вт
N5 = N7 =N4middot ηпод к = 184358middot099 = 182514 Вт
N6 = N8 =N5middot ηзуб п = 182514middot096 = 175130 Вт
Nвых=N8middot ηпод кmiddotмк = 175213middot098middot099 = 1700 Вт
Угловые скорости вращения элементов привода
2 = 3 = ДВ = 2974 радс
4 = 5 = 7 = 3i3-4 = 2974 12 = 2478 радс
8 = 7 i7-8 = 2478 354 = 7 радс
6 = 5 i5-6 = 2478 495 = 5 радс
Частоты вращения элементов привода
n2 = n3 = nДВ = ДВ middot 955 = 2974 middot 955 = 2840 обмин
n4 = n5 = n7 = 4 middot 955 = 2478 middot 955 = 237 обмин
n8 = 8 middot 955 = 7 middot 955 = 67 обмин
n6 = 6 middot 955 = 5middot 955 = 48 обмин
Вращающие моменты на валах
79274297
002317NТT
дв
двдв2
Нmiddotм
55974297
282248NT
3
33
Нmiddotм
3979747824
581843NT
4
44
Нmiddotм
654737824
141825NТТ
5
557
Нmiddotм
42507
131752NТ
8
88
Нmiddotм
53505
131752NT
6
66
Нmiddotм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
5
Изм Лист докум Подпись Дата
Результаты расчетов сведём в таблицу 21
Таблица 21
НОМЕРА
ВАЛОВ
МОЩНОСТЬ
Вт
УГЛОВАЯ
СКОРОСТЬ
радс
ЧАСТОТА
ВРАЩЕНИЯ
обмин
ВРАЩАЮЩИЕ
МОМЕНТЫ
Нм
ВАЛ ДВИГА-
ТЕЛЯ и I ВАЛ
Nдв= 231700
N2 =231700
N3 =224828
дв = 29740
2 = 29740
3 = 29740
nДВ = 2840
n2 = 2840
n3 = 2840
Тдв= 7792
Т2 = 7792
Т3 = 7559
II ВАЛ
N4 =184358
N5 =182540
N7 =182514
4 = 2478
5 = 2478
7 = 2478
n4 = 237
n5 = 237
n7 = 237
Т4 = 74398
Т5 = 73654
Т7 = 73654
III ВАЛ N6 =175213
N8 =175213
6 = 500
8 = 700
n6 = 48
n8 = 67 Т6 =350500
Т8 =250400
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
6
Изм Лист докум Подпись Дата
3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ
31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм
Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин
Передаточное число передачи u23 = 21
Число витков червяка Z2 = 4
Ресурс передачи Lh = 10000 ч
Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-
бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-
вячного колеса
На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-
нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -
улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)
Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-
ную бронзу Бр0Ф10-4
Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса
МПа3345770751
104Y
]S[][ 3N
3F
3blimF3F
где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса
соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа
[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]
YN3 ndash коэффициент долговечности
Для бронз
Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]
где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]
в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]
577010989141
10
N
10Y 9
6
6Fq
3FE
6
3N
причем 054 YN3 1
где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)
NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба
NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10
6 циклов
где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения
(для постоянного режима нагружения F =1)
NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса
NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов
где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин
j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот
колеса
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
7
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ
(распечатки)
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
8
Изм Лист докум Подпись Дата
Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на
ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости
обеспечивается
Геометрические параметры передачи
Делительные диаметры червяка и колеса
d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм
где m - модуль зубьев мм
q - коэффициент диаметра червяка
Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51
Z2- число витков червяка Z2=4
i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275
Начальные диаметры червяка и колеса
dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм
где Х3- коэффициент смещения исходного контура
Диаметры вершин червяка и колеса
da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм
da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм
Наибольший диаметр червячного колеса
22224
46218
2Z
m6dd
23a3aM
мм
Диаметры впадин червяка и червячного колеса
df2=d2-24m=40-244=304 мм
df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм
Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4
Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм
Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
9
Изм Лист докум Подпись Дата
32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе
n5 =114 мин -1
ndash частота вращения большего колеса
Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса
Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса
β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град
Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый
Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей
зубьев
Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до
твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]
Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной
контактной усталости материалов колес
XVR
H
Nlim ZZZS
Z][
где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа
ΖΝ - коэффициент долговечности
[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности
ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-
пряженных поверхностей зубьев
ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес
ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес
SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo
где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений
Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений
q H ndash показатель степени кривой контактной усталости
N H lim В 4 = 64242
4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]
N H lim В 5 = 64242
5 1071624830Н30 циклов
N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H
где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один
оборот колеса
H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При
МПа56670248270H2
5с5МПа64070285270H2
55BlimH
44BlimH
N
NZ Hq
HE
BlimHN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
10
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ
( распечатки )
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
11
Изм Лист докум Подпись Дата
постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]
N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6
циклов
N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов
Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]
где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм
ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс
ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм
Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление
зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка
Усталостного выкрашивания зубьев не будет
3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной
поломки зуба
YYYYYYS
YdgZAXR
F
NВlimF
F
где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа
[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности
YN - коэффициент долговечности при изгибе
YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности
YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса
YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки
YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки
зубчатого колеса
Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зубьев
Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-
нения переходной поверхности
σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]
σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa
[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]
YN 4 = 1принимаем520108205
104q
N6
6
6
F
4FE
4ВlimF
900108205
1042320
6
6
4
930
10468
1071620
6
6
5
а4551195011
9305665
а49711950
11
9006404
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
12
Изм Лист докум Подпись Дата
YN 5 = 1принимаем62010468
104q
N6
6
6
F
5FE
5ВlimF
q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью
[5 с17 ]
4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]
4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как
F = H = 1 5 с7
YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев
YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044
YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032
YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки
YZ = 1 [5 с17 ] для поковок
Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется
Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-
му упрочнению
Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt
5F = 264 MΠa
сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной
поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет
a26411110321171
1434
a30611110441171
1499
5F
4F
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
13
Изм Лист докум Подпись Дата
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на
валах привода
Мощности на валах
N2 = Nдв = 231700 Вт
N3 = Nдвmiddot ηмуфтыmiddot ηпод к= 231700middot098middot099 = 224828 Вт
N4 = N3middot ηчерв= 224828middot082 = 184358 Вт
N5 = N7 =N4middot ηпод к = 184358middot099 = 182514 Вт
N6 = N8 =N5middot ηзуб п = 182514middot096 = 175130 Вт
Nвых=N8middot ηпод кmiddotмк = 175213middot098middot099 = 1700 Вт
Угловые скорости вращения элементов привода
2 = 3 = ДВ = 2974 радс
4 = 5 = 7 = 3i3-4 = 2974 12 = 2478 радс
8 = 7 i7-8 = 2478 354 = 7 радс
6 = 5 i5-6 = 2478 495 = 5 радс
Частоты вращения элементов привода
n2 = n3 = nДВ = ДВ middot 955 = 2974 middot 955 = 2840 обмин
n4 = n5 = n7 = 4 middot 955 = 2478 middot 955 = 237 обмин
n8 = 8 middot 955 = 7 middot 955 = 67 обмин
n6 = 6 middot 955 = 5middot 955 = 48 обмин
Вращающие моменты на валах
79274297
002317NТT
дв
двдв2
Нmiddotм
55974297
282248NT
3
33
Нmiddotм
3979747824
581843NT
4
44
Нmiddotм
654737824
141825NТТ
5
557
Нmiddotм
42507
131752NТ
8
88
Нmiddotм
53505
131752NT
6
66
Нmiddotм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
5
Изм Лист докум Подпись Дата
Результаты расчетов сведём в таблицу 21
Таблица 21
НОМЕРА
ВАЛОВ
МОЩНОСТЬ
Вт
УГЛОВАЯ
СКОРОСТЬ
радс
ЧАСТОТА
ВРАЩЕНИЯ
обмин
ВРАЩАЮЩИЕ
МОМЕНТЫ
Нм
ВАЛ ДВИГА-
ТЕЛЯ и I ВАЛ
Nдв= 231700
N2 =231700
N3 =224828
дв = 29740
2 = 29740
3 = 29740
nДВ = 2840
n2 = 2840
n3 = 2840
Тдв= 7792
Т2 = 7792
Т3 = 7559
II ВАЛ
N4 =184358
N5 =182540
N7 =182514
4 = 2478
5 = 2478
7 = 2478
n4 = 237
n5 = 237
n7 = 237
Т4 = 74398
Т5 = 73654
Т7 = 73654
III ВАЛ N6 =175213
N8 =175213
6 = 500
8 = 700
n6 = 48
n8 = 67 Т6 =350500
Т8 =250400
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
6
Изм Лист докум Подпись Дата
3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ
31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм
Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин
Передаточное число передачи u23 = 21
Число витков червяка Z2 = 4
Ресурс передачи Lh = 10000 ч
Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-
бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-
вячного колеса
На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-
нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -
улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)
Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-
ную бронзу Бр0Ф10-4
Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса
МПа3345770751
104Y
]S[][ 3N
3F
3blimF3F
где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса
соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа
[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]
YN3 ndash коэффициент долговечности
Для бронз
Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]
где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]
в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]
577010989141
10
N
10Y 9
6
6Fq
3FE
6
3N
причем 054 YN3 1
где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)
NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба
NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10
6 циклов
где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения
(для постоянного режима нагружения F =1)
NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса
NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов
где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин
j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот
колеса
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
7
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ
(распечатки)
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
8
Изм Лист докум Подпись Дата
Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на
ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости
обеспечивается
Геометрические параметры передачи
Делительные диаметры червяка и колеса
d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм
где m - модуль зубьев мм
q - коэффициент диаметра червяка
Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51
Z2- число витков червяка Z2=4
i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275
Начальные диаметры червяка и колеса
dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм
где Х3- коэффициент смещения исходного контура
Диаметры вершин червяка и колеса
da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм
da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм
Наибольший диаметр червячного колеса
22224
46218
2Z
m6dd
23a3aM
мм
Диаметры впадин червяка и червячного колеса
df2=d2-24m=40-244=304 мм
df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм
Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4
Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм
Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
9
Изм Лист докум Подпись Дата
32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе
n5 =114 мин -1
ndash частота вращения большего колеса
Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса
Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса
β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град
Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый
Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей
зубьев
Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до
твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]
Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной
контактной усталости материалов колес
XVR
H
Nlim ZZZS
Z][
где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа
ΖΝ - коэффициент долговечности
[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности
ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-
пряженных поверхностей зубьев
ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес
ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес
SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo
где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений
Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений
q H ndash показатель степени кривой контактной усталости
N H lim В 4 = 64242
4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]
N H lim В 5 = 64242
5 1071624830Н30 циклов
N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H
где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один
оборот колеса
H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При
МПа56670248270H2
5с5МПа64070285270H2
55BlimH
44BlimH
N
NZ Hq
HE
BlimHN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
10
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ
( распечатки )
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
11
Изм Лист докум Подпись Дата
постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]
N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6
циклов
N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов
Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]
где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм
ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс
ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм
Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление
зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка
Усталостного выкрашивания зубьев не будет
3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной
поломки зуба
YYYYYYS
YdgZAXR
F
NВlimF
F
где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа
[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности
YN - коэффициент долговечности при изгибе
YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности
YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса
YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки
YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки
зубчатого колеса
Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зубьев
Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-
нения переходной поверхности
σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]
σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa
[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]
YN 4 = 1принимаем520108205
104q
N6
6
6
F
4FE
4ВlimF
900108205
1042320
6
6
4
930
10468
1071620
6
6
5
а4551195011
9305665
а49711950
11
9006404
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
12
Изм Лист докум Подпись Дата
YN 5 = 1принимаем62010468
104q
N6
6
6
F
5FE
5ВlimF
q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью
[5 с17 ]
4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]
4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как
F = H = 1 5 с7
YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев
YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044
YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032
YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки
YZ = 1 [5 с17 ] для поковок
Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется
Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-
му упрочнению
Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt
5F = 264 MΠa
сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной
поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет
a26411110321171
1434
a30611110441171
1499
5F
4F
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
13
Изм Лист докум Подпись Дата
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
Результаты расчетов сведём в таблицу 21
Таблица 21
НОМЕРА
ВАЛОВ
МОЩНОСТЬ
Вт
УГЛОВАЯ
СКОРОСТЬ
радс
ЧАСТОТА
ВРАЩЕНИЯ
обмин
ВРАЩАЮЩИЕ
МОМЕНТЫ
Нм
ВАЛ ДВИГА-
ТЕЛЯ и I ВАЛ
Nдв= 231700
N2 =231700
N3 =224828
дв = 29740
2 = 29740
3 = 29740
nДВ = 2840
n2 = 2840
n3 = 2840
Тдв= 7792
Т2 = 7792
Т3 = 7559
II ВАЛ
N4 =184358
N5 =182540
N7 =182514
4 = 2478
5 = 2478
7 = 2478
n4 = 237
n5 = 237
n7 = 237
Т4 = 74398
Т5 = 73654
Т7 = 73654
III ВАЛ N6 =175213
N8 =175213
6 = 500
8 = 700
n6 = 48
n8 = 67 Т6 =350500
Т8 =250400
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
6
Изм Лист докум Подпись Дата
3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ
31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм
Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин
Передаточное число передачи u23 = 21
Число витков червяка Z2 = 4
Ресурс передачи Lh = 10000 ч
Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-
бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-
вячного колеса
На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-
нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -
улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)
Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-
ную бронзу Бр0Ф10-4
Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса
МПа3345770751
104Y
]S[][ 3N
3F
3blimF3F
где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса
соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа
[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]
YN3 ndash коэффициент долговечности
Для бронз
Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]
где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]
в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]
577010989141
10
N
10Y 9
6
6Fq
3FE
6
3N
причем 054 YN3 1
где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)
NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба
NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10
6 циклов
где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения
(для постоянного режима нагружения F =1)
NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса
NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов
где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин
j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот
колеса
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
7
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ
(распечатки)
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
8
Изм Лист докум Подпись Дата
Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на
ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости
обеспечивается
Геометрические параметры передачи
Делительные диаметры червяка и колеса
d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм
где m - модуль зубьев мм
q - коэффициент диаметра червяка
Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51
Z2- число витков червяка Z2=4
i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275
Начальные диаметры червяка и колеса
dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм
где Х3- коэффициент смещения исходного контура
Диаметры вершин червяка и колеса
da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм
da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм
Наибольший диаметр червячного колеса
22224
46218
2Z
m6dd
23a3aM
мм
Диаметры впадин червяка и червячного колеса
df2=d2-24m=40-244=304 мм
df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм
Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4
Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм
Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
9
Изм Лист докум Подпись Дата
32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе
n5 =114 мин -1
ndash частота вращения большего колеса
Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса
Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса
β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град
Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый
Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей
зубьев
Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до
твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]
Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной
контактной усталости материалов колес
XVR
H
Nlim ZZZS
Z][
где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа
ΖΝ - коэффициент долговечности
[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности
ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-
пряженных поверхностей зубьев
ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес
ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес
SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo
где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений
Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений
q H ndash показатель степени кривой контактной усталости
N H lim В 4 = 64242
4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]
N H lim В 5 = 64242
5 1071624830Н30 циклов
N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H
где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один
оборот колеса
H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При
МПа56670248270H2
5с5МПа64070285270H2
55BlimH
44BlimH
N
NZ Hq
HE
BlimHN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
10
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ
( распечатки )
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
11
Изм Лист докум Подпись Дата
постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]
N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6
циклов
N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов
Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]
где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм
ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс
ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм
Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление
зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка
Усталостного выкрашивания зубьев не будет
3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной
поломки зуба
YYYYYYS
YdgZAXR
F
NВlimF
F
где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа
[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности
YN - коэффициент долговечности при изгибе
YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности
YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса
YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки
YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки
зубчатого колеса
Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зубьев
Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-
нения переходной поверхности
σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]
σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa
[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]
YN 4 = 1принимаем520108205
104q
N6
6
6
F
4FE
4ВlimF
900108205
1042320
6
6
4
930
10468
1071620
6
6
5
а4551195011
9305665
а49711950
11
9006404
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
12
Изм Лист докум Подпись Дата
YN 5 = 1принимаем62010468
104q
N6
6
6
F
5FE
5ВlimF
q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью
[5 с17 ]
4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]
4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как
F = H = 1 5 с7
YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев
YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044
YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032
YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки
YZ = 1 [5 с17 ] для поковок
Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется
Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-
му упрочнению
Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt
5F = 264 MΠa
сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной
поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет
a26411110321171
1434
a30611110441171
1499
5F
4F
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
13
Изм Лист докум Подпись Дата
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ
31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм
Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин
Передаточное число передачи u23 = 21
Число витков червяка Z2 = 4
Ресурс передачи Lh = 10000 ч
Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-
бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-
вячного колеса
На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-
нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -
улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)
Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-
ную бронзу Бр0Ф10-4
Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса
МПа3345770751
104Y
]S[][ 3N
3F
3blimF3F
где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса
соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа
[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]
YN3 ndash коэффициент долговечности
Для бронз
Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]
где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]
в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]
577010989141
10
N
10Y 9
6
6Fq
3FE
6
3N
причем 054 YN3 1
где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)
NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба
NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10
6 циклов
где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения
(для постоянного режима нагружения F =1)
NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса
NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов
где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин
j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот
колеса
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
7
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ
(распечатки)
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
8
Изм Лист докум Подпись Дата
Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на
ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости
обеспечивается
Геометрические параметры передачи
Делительные диаметры червяка и колеса
d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм
где m - модуль зубьев мм
q - коэффициент диаметра червяка
Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51
Z2- число витков червяка Z2=4
i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275
Начальные диаметры червяка и колеса
dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм
где Х3- коэффициент смещения исходного контура
Диаметры вершин червяка и колеса
da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм
da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм
Наибольший диаметр червячного колеса
22224
46218
2Z
m6dd
23a3aM
мм
Диаметры впадин червяка и червячного колеса
df2=d2-24m=40-244=304 мм
df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм
Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4
Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм
Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
9
Изм Лист докум Подпись Дата
32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе
n5 =114 мин -1
ndash частота вращения большего колеса
Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса
Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса
β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град
Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый
Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей
зубьев
Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до
твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]
Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной
контактной усталости материалов колес
XVR
H
Nlim ZZZS
Z][
где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа
ΖΝ - коэффициент долговечности
[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности
ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-
пряженных поверхностей зубьев
ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес
ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес
SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo
где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений
Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений
q H ndash показатель степени кривой контактной усталости
N H lim В 4 = 64242
4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]
N H lim В 5 = 64242
5 1071624830Н30 циклов
N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H
где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один
оборот колеса
H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При
МПа56670248270H2
5с5МПа64070285270H2
55BlimH
44BlimH
N
NZ Hq
HE
BlimHN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
10
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ
( распечатки )
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
11
Изм Лист докум Подпись Дата
постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]
N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6
циклов
N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов
Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]
где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм
ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс
ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм
Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление
зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка
Усталостного выкрашивания зубьев не будет
3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной
поломки зуба
YYYYYYS
YdgZAXR
F
NВlimF
F
где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа
[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности
YN - коэффициент долговечности при изгибе
YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности
YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса
YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки
YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки
зубчатого колеса
Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зубьев
Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-
нения переходной поверхности
σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]
σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa
[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]
YN 4 = 1принимаем520108205
104q
N6
6
6
F
4FE
4ВlimF
900108205
1042320
6
6
4
930
10468
1071620
6
6
5
а4551195011
9305665
а49711950
11
9006404
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
12
Изм Лист докум Подпись Дата
YN 5 = 1принимаем62010468
104q
N6
6
6
F
5FE
5ВlimF
q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью
[5 с17 ]
4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]
4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как
F = H = 1 5 с7
YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев
YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044
YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032
YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки
YZ = 1 [5 с17 ] для поковок
Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется
Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-
му упрочнению
Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt
5F = 264 MΠa
сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной
поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет
a26411110321171
1434
a30611110441171
1499
5F
4F
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
13
Изм Лист докум Подпись Дата
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ
(распечатки)
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
8
Изм Лист докум Подпись Дата
Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на
ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости
обеспечивается
Геометрические параметры передачи
Делительные диаметры червяка и колеса
d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм
где m - модуль зубьев мм
q - коэффициент диаметра червяка
Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51
Z2- число витков червяка Z2=4
i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275
Начальные диаметры червяка и колеса
dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм
где Х3- коэффициент смещения исходного контура
Диаметры вершин червяка и колеса
da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм
da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм
Наибольший диаметр червячного колеса
22224
46218
2Z
m6dd
23a3aM
мм
Диаметры впадин червяка и червячного колеса
df2=d2-24m=40-244=304 мм
df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм
Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4
Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм
Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
9
Изм Лист докум Подпись Дата
32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе
n5 =114 мин -1
ndash частота вращения большего колеса
Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса
Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса
β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град
Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый
Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей
зубьев
Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до
твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]
Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной
контактной усталости материалов колес
XVR
H
Nlim ZZZS
Z][
где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа
ΖΝ - коэффициент долговечности
[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности
ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-
пряженных поверхностей зубьев
ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес
ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес
SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo
где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений
Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений
q H ndash показатель степени кривой контактной усталости
N H lim В 4 = 64242
4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]
N H lim В 5 = 64242
5 1071624830Н30 циклов
N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H
где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один
оборот колеса
H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При
МПа56670248270H2
5с5МПа64070285270H2
55BlimH
44BlimH
N
NZ Hq
HE
BlimHN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
10
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ
( распечатки )
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
11
Изм Лист докум Подпись Дата
постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]
N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6
циклов
N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов
Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]
где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм
ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс
ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм
Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление
зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка
Усталостного выкрашивания зубьев не будет
3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной
поломки зуба
YYYYYYS
YdgZAXR
F
NВlimF
F
где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа
[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности
YN - коэффициент долговечности при изгибе
YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности
YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса
YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки
YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки
зубчатого колеса
Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зубьев
Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-
нения переходной поверхности
σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]
σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa
[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]
YN 4 = 1принимаем520108205
104q
N6
6
6
F
4FE
4ВlimF
900108205
1042320
6
6
4
930
10468
1071620
6
6
5
а4551195011
9305665
а49711950
11
9006404
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
12
Изм Лист докум Подпись Дата
YN 5 = 1принимаем62010468
104q
N6
6
6
F
5FE
5ВlimF
q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью
[5 с17 ]
4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]
4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как
F = H = 1 5 с7
YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев
YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044
YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032
YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки
YZ = 1 [5 с17 ] для поковок
Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется
Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-
му упрочнению
Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt
5F = 264 MΠa
сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной
поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет
a26411110321171
1434
a30611110441171
1499
5F
4F
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
13
Изм Лист докум Подпись Дата
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на
ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости
обеспечивается
Геометрические параметры передачи
Делительные диаметры червяка и колеса
d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм
где m - модуль зубьев мм
q - коэффициент диаметра червяка
Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51
Z2- число витков червяка Z2=4
i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275
Начальные диаметры червяка и колеса
dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм
где Х3- коэффициент смещения исходного контура
Диаметры вершин червяка и колеса
da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм
da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм
Наибольший диаметр червячного колеса
22224
46218
2Z
m6dd
23a3aM
мм
Диаметры впадин червяка и червячного колеса
df2=d2-24m=40-244=304 мм
df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм
Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4
Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм
Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
9
Изм Лист докум Подпись Дата
32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе
n5 =114 мин -1
ndash частота вращения большего колеса
Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса
Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса
β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град
Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый
Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей
зубьев
Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до
твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]
Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной
контактной усталости материалов колес
XVR
H
Nlim ZZZS
Z][
где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа
ΖΝ - коэффициент долговечности
[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности
ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-
пряженных поверхностей зубьев
ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес
ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес
SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo
где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений
Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений
q H ndash показатель степени кривой контактной усталости
N H lim В 4 = 64242
4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]
N H lim В 5 = 64242
5 1071624830Н30 циклов
N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H
где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один
оборот колеса
H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При
МПа56670248270H2
5с5МПа64070285270H2
55BlimH
44BlimH
N
NZ Hq
HE
BlimHN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
10
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ
( распечатки )
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
11
Изм Лист докум Подпись Дата
постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]
N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6
циклов
N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов
Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]
где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм
ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс
ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм
Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление
зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка
Усталостного выкрашивания зубьев не будет
3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной
поломки зуба
YYYYYYS
YdgZAXR
F
NВlimF
F
где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа
[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности
YN - коэффициент долговечности при изгибе
YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности
YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса
YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки
YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки
зубчатого колеса
Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зубьев
Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-
нения переходной поверхности
σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]
σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa
[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]
YN 4 = 1принимаем520108205
104q
N6
6
6
F
4FE
4ВlimF
900108205
1042320
6
6
4
930
10468
1071620
6
6
5
а4551195011
9305665
а49711950
11
9006404
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
12
Изм Лист докум Подпись Дата
YN 5 = 1принимаем62010468
104q
N6
6
6
F
5FE
5ВlimF
q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью
[5 с17 ]
4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]
4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как
F = H = 1 5 с7
YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев
YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044
YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032
YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки
YZ = 1 [5 с17 ] для поковок
Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется
Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-
му упрочнению
Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt
5F = 264 MΠa
сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной
поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет
a26411110321171
1434
a30611110441171
1499
5F
4F
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
13
Изм Лист докум Подпись Дата
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5
Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных
Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе
n5 =114 мин -1
ndash частота вращения большего колеса
Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса
Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса
β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град
Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый
Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей
зубьев
Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до
твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]
Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной
контактной усталости материалов колес
XVR
H
Nlim ZZZS
Z][
где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа
ΖΝ - коэффициент долговечности
[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности
ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-
пряженных поверхностей зубьев
ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес
ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес
SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo
где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений
Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений
q H ndash показатель степени кривой контактной усталости
N H lim В 4 = 64242
4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]
N H lim В 5 = 64242
5 1071624830Н30 циклов
N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H
где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один
оборот колеса
H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При
МПа56670248270H2
5с5МПа64070285270H2
55BlimH
44BlimH
N
NZ Hq
HE
BlimHN
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
10
Изм Лист докум Подпись Дата
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ
( распечатки )
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
11
Изм Лист докум Подпись Дата
постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]
N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6
циклов
N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов
Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]
где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм
ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс
ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм
Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление
зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка
Усталостного выкрашивания зубьев не будет
3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной
поломки зуба
YYYYYYS
YdgZAXR
F
NВlimF
F
где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа
[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности
YN - коэффициент долговечности при изгибе
YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности
YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса
YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки
YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки
зубчатого колеса
Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зубьев
Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-
нения переходной поверхности
σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]
σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa
[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]
YN 4 = 1принимаем520108205
104q
N6
6
6
F
4FE
4ВlimF
900108205
1042320
6
6
4
930
10468
1071620
6
6
5
а4551195011
9305665
а49711950
11
9006404
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
12
Изм Лист докум Подпись Дата
YN 5 = 1принимаем62010468
104q
N6
6
6
F
5FE
5ВlimF
q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью
[5 с17 ]
4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]
4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как
F = H = 1 5 с7
YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев
YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044
YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032
YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки
YZ = 1 [5 с17 ] для поковок
Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется
Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-
му упрочнению
Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt
5F = 264 MΠa
сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной
поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет
a26411110321171
1434
a30611110441171
1499
5F
4F
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
13
Изм Лист докум Подпись Дата
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ
( распечатки )
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
11
Изм Лист докум Подпись Дата
постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]
N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6
циклов
N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов
Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]
где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм
ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс
ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм
Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление
зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка
Усталостного выкрашивания зубьев не будет
3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной
поломки зуба
YYYYYYS
YdgZAXR
F
NВlimF
F
где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа
[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности
YN - коэффициент долговечности при изгибе
YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности
YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса
YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки
YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки
зубчатого колеса
Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зубьев
Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-
нения переходной поверхности
σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]
σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa
[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]
YN 4 = 1принимаем520108205
104q
N6
6
6
F
4FE
4ВlimF
900108205
1042320
6
6
4
930
10468
1071620
6
6
5
а4551195011
9305665
а49711950
11
9006404
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
12
Изм Лист докум Подпись Дата
YN 5 = 1принимаем62010468
104q
N6
6
6
F
5FE
5ВlimF
q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью
[5 с17 ]
4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]
4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как
F = H = 1 5 с7
YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев
YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044
YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032
YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки
YZ = 1 [5 с17 ] для поковок
Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется
Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-
му упрочнению
Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt
5F = 264 MΠa
сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной
поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет
a26411110321171
1434
a30611110441171
1499
5F
4F
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
13
Изм Лист докум Подпись Дата
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]
N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6
циклов
N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов
Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]
где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм
ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс
ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм
Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление
зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка
Усталостного выкрашивания зубьев не будет
3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной
поломки зуба
YYYYYYS
YdgZAXR
F
NВlimF
F
где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа
[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности
YN - коэффициент долговечности при изгибе
YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности
YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса
YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки
YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки
зубчатого колеса
Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-
верхности зубьев
Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-
нения переходной поверхности
σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]
σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa
[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]
YN 4 = 1принимаем520108205
104q
N6
6
6
F
4FE
4ВlimF
900108205
1042320
6
6
4
930
10468
1071620
6
6
5
а4551195011
9305665
а49711950
11
9006404
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
12
Изм Лист докум Подпись Дата
YN 5 = 1принимаем62010468
104q
N6
6
6
F
5FE
5ВlimF
q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью
[5 с17 ]
4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]
4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как
F = H = 1 5 с7
YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев
YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044
YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032
YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки
YZ = 1 [5 с17 ] для поковок
Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется
Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-
му упрочнению
Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt
5F = 264 MΠa
сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной
поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет
a26411110321171
1434
a30611110441171
1499
5F
4F
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
13
Изм Лист докум Подпись Дата
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
YN 5 = 1принимаем62010468
104q
N6
6
6
F
5FE
5ВlimF
q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью
[5 с17 ]
4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]
4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как
F = H = 1 5 с7
YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев
YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044
YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032
YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки
YZ = 1 [5 с17 ] для поковок
Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется
Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-
му упрочнению
Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt
5F = 264 MΠa
сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной
поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет
a26411110321171
1434
a30611110441171
1499
5F
4F
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
13
Изм Лист докум Подпись Дата
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7
Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм
Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического
подобия передаче Z8- Z9
Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-
текает
где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7
Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе
Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм
Начальные диаметры колес определим из соотношений
751594
251712
1i
a2d
76
89w6w
мм
59475udd 676W7W = 34425мм
Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9
Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25
Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115
Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-
нием смещения исходного контура
мм385350
544250
T
bTb
9
9w77w
УНТУ300000 ХХХ ПЗ
Лист
14
Изм Лист докум Подпись Дата
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Вал I
3
IIкр
3I
20
25Td
= 12
13020
2577923
мм
где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм
d ndash диаметр вала в опасном сечении мм
кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения
напряжения МПа
52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения
изгиба
Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм
диаметр вала под колесом dК =16 мм
диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм
Вал II
3
IIкр
4II
20
25Td
= 24
13020
259743973
мм
Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм
под подшипником dП = 20 мм
Вал III
4113020
25350500
][02
25Тd 33
IIкр
6III
мм
Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм
под цилиндрическим колесом d = 48 мм
шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58
выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И
ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-
са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-
розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны
иметь надёжную смазку
Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло
722
102187824
2
dV
34a
44a
мс
где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев
dа4 ndash диаметр вершин колеса
При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-
менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не
возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил
При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-
ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-
ванных от внутренней полости редуктора подшипников
По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-
ла ν=1510-6
м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-
20
Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3
где a ndash длина внутренней полости редуктора
b ndash ширина внутренней полости редуктора
с ndash необходимый уровень масла
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
61 Определение толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического
двухступенчатого редуктора [1 с22 ]
= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм
Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм
Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора
по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм
Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм
Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =
40мм
Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-
ступенчатого редуктора
1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм
62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев
Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]
d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16
где а ndash межосевое расстояние большей передачи
Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12
Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки
d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8
Толщина фланца под фундаментные болты d1
h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм
Толщина тонких фланцев под болты d3
h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм
Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм
Ф1=39 мм [1 с22 ]
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2
Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм
Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм
Ф=25мм [1 с22 ]
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-
той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
63 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]
для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм
диаметр винта крышки 6мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм
диаметр винта крышки 6 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 6 мм
ширина фланца крышки 12 мм
для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм
диаметр винта крышки 8 мм
количество винтов крышки 4 шт
толщина фланца крышки 8 мм
ширина фланца крышки 16 мм
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)
По результатам первой эскизной
компоновки редуктора
а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм
Радиальная нагрузка от шкива ре-
менной передачи
где - напряжение от предварительного
натяжения ремня (рекомендуется
12 МПа)
А ndash площадь сечения ремня мм2
z ndash число клиновых ремней
α ndash угол обхвата ремня градусы
Усилия в зацеплении колес
окружная сила
H53221cos
20tg1364
cos
tgFFF
силарадиальная
H1364248
328692
d
T2FF
4t4r5r
4
44t5t
осевая сила
H52421tg1364tgFFF 4t4х5х
Рисунок 71
H5602
169sin547212
2sinzA2FВ
A C BD
a b c
329
plusmnTІHmiddotM
RAX
Fr 4
FX 4middotd 4 2
RBX
FX 4middotd 4 2Ft 4
FВ
T4
258
76
50
plusmnMи HmiddotM
RAY RBY
Ft 4
293
plusmnMи HmiddotM
329
418447
297
plusmnMэкв HmiddotM
Fr 4
FВ
0aFbF2
dF
)cb(R0M
В4r4
4X
BXAX
H51194244
46560445322
248524
cb
aFbF2
dF
RВ4r
44X
BX
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244
441364
cb
bFR 4t
BY
Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244
421364
cb
cFR 4t
AY
MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм
MCX Л
= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм
MCXП
= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм
MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение
σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-
ния напряжений
02
dFcF)cb(RcbaF0M 4
4X4rАXBBX
H59724244
2
24852442532)424446(560
cb
2
dFcFc)b(aF
R
44X4rB
AX
мН742931290250M
мН6944312961786932M
мН76410762586932M
мН869330086932M
ММTM
222СЭКВ
п
222СЭКВ
л
222АЭКВ
222DЭКВ
2ВИ
2ГИ
2IЭКВ
мм717
8010
44690
10
Мd
мм3178010
41760
10
Мd
мм81013020
32869
20
Td
Пa8011
880
11
33
И
СЭКВС
33
И
АЭКВА
33
КР
4D
ВИ
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры
подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности
шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем
d A = d B = d ПОДШ = 20 мм
d C = 21 мм
d D = 16 мм
71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)
Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
Силы в червячном зацеплении
где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм
d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм
wt =20 - угол зацепления в окружном сечении
Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора
a = 46мм b = 111мм c = 111мм
Радиальная нагрузка на вал от действия муфты
3455597125Т125F крМ Н
Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости
0МверА 0222R
2
dF111F
верB
33X3r 3
222
20729111137R
верB
Н
0МверB 0222R111F
2
dF
верA3r
33X 134
222
1112652
40729
RверA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нmiddotмм
В 0Мверизг Нmiddotмм
С(слева) 14874111134111RМверA
веризг Нmiddotмм
С(справа) 3331113111RМверB
веризг Нmiddotмм
Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости
0МгорА 0222
горB
R1113tF 190222
111380R
горB
Н
0МгорB 0222R111F
горA3t 190
222
111380R
горA
Н
Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 29026111190111RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Н729204
9743972
d
T2FF
4
44t3X
Н38040
75592
d
T2FF
3
34X3t
Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
Опорные реакции от действия муфты
0МА 0222R46мF BМ 102222
46345
222
46FR MBМ Н
0МB 0222R268мF AM 416222
268345
222
268FR MAМ Н
Изгибающие моменты от действия муфты
А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм
В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм
С 7935222
11115870
222
111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм
Радиальные реакции опор
560416134190R)R()R(R 22MA
2верA
2горАA Н
5031023190R)R()R(R 22MB
2верВ
2горВB Н
Изгибающие моменты в сечениях
А 158701587000М)М()М(М22
МУФТЫАИ2вер
изг2гор
изгАизг Нmiddotмм
В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм
С
D 0Мизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 17596755915870)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 33490755932616)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа
8011
880
11][ B111ИЗГ
МПа
где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа
σB ndash временное сопротивление растяжению МПа
ммН3261679351487429026
М)М()М(М
22
МУФТЫСИ2вер
изг2гор
изгсизг
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
Минимально необходимые диаметры сечений вала
мм138010
17596
][10
Мd 33
111изг
эквAАпр
мм2168010
33490
][10
Мd 33
111изг
эквCСпр
мм6613020
7559
][20
Td 33
11кр
IDпр
где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения
напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)
Окончательно принимаем
dA=dB=dП=15мм
dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка
dD=11 мм
72 Расчет вала II
Рисунок 72
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче
Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче
Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
А 0Мверизг Нмм
В 0Мверизг Нмм
С(слева) ммН82478794726394RМверA
веризг
С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB
веризг
D ммН496206483200448RМверB
веризг
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
0МгорА 0204
горB
R1565rF944tF
Н92120tg2531tgFF 05t5r
Н729204
743972
d
T2FF
4
44t3X
Н253158
736542
d
T2F
5
55t
Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r
Н38040
75592
d
T2FF
3
33t4X
Н32004204
2
204380942631562531
204
2
dF94F156F
R
44X4r5r
верB
0204R48F110F2
dF вер
A5t4r4
4X
0204R2
dF94F156F вер
B4
4X4r5r 0МверА
0МверB
Н7263204
4825311102632
204380
204
48F110F2
dF
R5t4r
44X
верA
Н51032204
156137942468
204
156F94FR 5r4tгор
B
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
А 0Мгоризг Нmiddotмм
В 0Мгоризг Нmiddotмм
С 122069945129894RМгорA
горизг Нmiddotмм
D 49560485103248RМгорВ
горизг Нmiddotмм
Изгибающие моменты в сечениях
А 0Мизг Нmiddotмм
В 0Мизг Нmiddotмм
С 13762112206963551)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
D 1082214956096206)М()М(М 222веризг
2горизгизг Нmiddotмм
Эквивалентные моменты в сечениях
А 0Мэкв Нmiddotмм
В 0Мэкв Нmiddotмм
С 515597173654137621)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
D 10390773654108221)Т()М(М 222кр
2изгэкв Нmiddotмм
мм9268010
5155971
][10
Мd 33
111изг
эквССпр
мм5238010
103907
][10
Мd 33
111изг
эквDDпр
Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм
73 Расчет вала III
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
0МгорB 0204R110F48F гор
A4t5к
Н51298204
489211102468
204
48F110FR 5r4tгор
A
Н1325726351298)R()R(R 222горВ
2горАA
Н22553200451032)R()R(R 222верВ
2горВВ
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Исходные данные для подбора подшипников на I вал
H70896975119RRR
H117916665972RRR
222BY
2BXB
222AY
2AXA
F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб
h = 10000 ч
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195
Рисунок 81
Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от
действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н
Осевые нагрузки на подшипники
Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и
FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н
870Y410Xe8717081
1326
RV
FакакТак
196с90Y1Xe68011791
802
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники
PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н
где V - коэффициент вращения кольца подшипника
XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-
валентной радиальной Р
K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]
Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность
подшипника [9 c44 ]
KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме
нагружения KE = 1
SA SB
SBSAFX 4RA RB
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н
Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов
обмлн2575992
817801
Р
СaаL
3q
В
КАТ
231ФАКТ
где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы
подшипника а 1 = 1 9 c41
a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства
материала подшипника [9 c41]
q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников
q = 3 [9 c41]
Долговечность более нагруженного подшипника В в часах
часов10000Lчасов12488L
часов1248834360
10257
n60
10LL
требh
ФАКТh
66ФАКТh
Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на II вал
часов10000Lминоб114nмм30dH524F
H2905764322833RRR
H86637201480RRR
требhп5X
222BY
2BXB
222AY
2AXA
Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные
Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ
=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087
Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]
Рисунок 82
SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н
Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и
Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н
Fa В = SB = 1975 Н
SA SB
SBSA FX 5
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
0Y1Xe68029051
1975
RV
FакакТак
870Y410Xe928661
2499
RV
FакакТак
BBB
B
AAA
A
PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н
PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н
часов1074611460
10573
n60
10LL
обмлн5732295
921801
P
CaаL
66ФАКТ
h
3q
B
КАТ
231ФАКТ
Так как L hФАКТ
= 10746 часов gt LhТРЕБ
= 10000 часов долговечность пред-
ложенных подшипников обеспечивается
Исходные данные для подбора подшипников на III вал
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
На I вал (под шкивом 3)
Пa120Пa104
352016
332032
)th(ld
T2см
1PD
3см
где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа
d D - диаметр вала в сечении D мм
l P - рабочая длина призматической шпонки мм
h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм
t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм
Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле
5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм
где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой
эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА
где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа
b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм
На I вал (под колесом 4)
Пa2262121
328692
bld
T2
Пa52)536(2121
328692
)th(ld
T2
сpРС
4сp
см1РС
4см
где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм
На II вал (под колесом 5)
где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм
Пa22102832
946582
bld
T2
Пa70)58(2832
946582
)th(ld
T2
сppc
5сp
см1РС
5
см
Пa80][Пa4252016
332032
bld
2ср
PD
3ср
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
На II вал (под звездочкой 6)
где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм
Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается
Расчет шлицевого соединения на валу III
Условие прочности при обобщённом расчета на смятие
где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях
[σсм]опытн
ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале
вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн
=
30 hellip40 МПа
Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм
SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей
шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])
l ndash рабочая длина контакта зубьев мм
Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается
Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-
рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash
рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-
цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев
Пa2583524
937402
bld
T2
Пa65)47(3524
937402
)th(ld
T2
сpPD
6сp
см1PD
6см
МПа40МПа32560230
350500
lS
Т опытнсм
F
8см
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА
СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
I Вал
Напряжения в сечениях вала изменяются
а) напряжения изгиба по III циклу
б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и
остановки редуктора
Сечение С (см рисунок 71)
Коэффициент запаса прочности по нор-
мальным напряжениям в сечении С
83
1
59239
380
КS
И
1
где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]
σ И - напряжение изгиба в сечении МПа
Κ σ- эффективный коэффициент концен-
трации напряжения [7 с66-69 ]
ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]
β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]
Рисунок101
Пa39773
30280
W
СИ
И
где MИСΣ
- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм
W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3
мН28303129617М 222ВИ
2ГИИС
мм773
212
53215362110
d2
tdtbd10W 3
23
2113
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]
981880
741092
910
901
Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k
7Н
с68 [7961592
oslash21H7k6
t 1 =35b = 6
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С
311
0501
981
2
20
230
K
2
S
КР
1
где τКР - напряжение кручения в сечении МПа
ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]
где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3
Сопротивление усталости сечения С обеспечивается
Сечение D (см рисунок 71)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68
Концентратор 2 - напрессованная ступица
шкива по 6k
7H
Рисунок 102
мм740162
316351620
d2
tdtbd20W 3
23
2113
МПа44740
32869
W
T4KP
=1 так как вал не закаленный и шлифованный
oslash16H7k6
t 1= 3b = 5
МПа201699
32869
W
T 4КР
81S6331183
31183
SS
SSS
СсечениивпрочностизапасОбщий
мм1699212
53215362120
d2
tdtbd20W
2222C
32
32
113
69с7961K
911910
741
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІ
Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу
Сечение В (см рисунок 7 2)
Концентратор 1 - напрессованное кольцо
подшипника по L0 k6
68с7169с7163K
302K
Wρ = 02 d 3
= 02 30 3
= 5400 мм3
Рисунок 103 W = 01 d 3
= 01 30 3
= 2700 мм3
Пa185400
94660
W
T5КР
МПа392700
105620
W
М ВИ
И
910
0501
302
2
18
230
K
2
S
КР
1
083
1
16339
380S
И
1
Сопротивление усталости сечения В обеспечивается
oslash30l0k6
H7p6
81S25
0501
961
2
44
230
K
2
SS0МкакТак
КР
1DИD
81S962910083
910083
SS
SSS
2222B
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
Сечение D (см рисунок 72)
Концентратор 1 - шпоночный паз
Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68
931900
741K
Концентратор 2 - напрессованная ступи-
ца звездочки по Н7k6
69С7961K
Рисунок 104
Так как М И
D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18
Сопротивление усталости сечения D обеспечивается
Вал ІІI
helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip
oslash 24H7k6
t 1= 4b = 8
мм2498
242
424482420
d2
)td(tbd20W 3
23
2113
Пa382498
93740
W
T6КР
06
0501
961
2
38
230
K
2
S
КР
1
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
11 РАСЧЕТ МУФТЫ
1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец
6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70
8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74
Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от
вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм
Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-
щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового
смещения ∆γ до 1градуса
Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП
разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-
цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых
колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм
Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48
+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно
опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт
DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм
Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-
ходимое число пальцев z
где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145
к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14
6zпринимаем65
22814110
4511665322
qldD
кТ2z
5ПП
2
48
H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
48H7
26
H7
Б
АБ
11
0
152125
1
9
3 4 2
6
9
578
А
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки
Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм
dП ndash диаметр пальца под втулкой мм
l5 ndash длина резиновой втулки мм
[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа
DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев
Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных
в полумуфте
МПа8060МПа4461401110
2
334511665322
zd10D
2
lкТ2
и33ПП
52
и
где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы
Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению
что больше минимального допустимого значения 12
062286
110143
dz
D
4
П
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ
Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III
Сопряжение
Посадка
Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм
отверстия вала
верх-
нее
ниж-
нее
верх-
нее
ниж-
нее max min max min
Колесо-вал 6k
7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0
Звездочка-вал 6k
7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0
Подшипник-вал 6k
0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2
Втулка-вал 6k
8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -
Корпус-подшипник 0l
7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -
Корпус-крышка 11d
7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -
Корпус-крышка 8h
7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -
Вал-шпонка 9h
9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Вал-шпонка 9h
9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0
Колесо-шпонка 9h
9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0
Звездочка-шпонка 9h
9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин
и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-
манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с
2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-
полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-
лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с
3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-
ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002
ndash29 с
4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин
Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт
техн унив 2001 - 30 с
5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие
Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004
ndash30 с
6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-
но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во
Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с
7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2
АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с
ил
8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб
пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -
496 с
9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и
РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил
Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е
изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с
10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных
специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496
с ил
11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет
на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с
12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА
Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с
13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост
ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та
1993 - 20 с
14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-
горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с
15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические
указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с
16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа
Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с