ПРИДНЕСТРОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ им. Т.Г. ШЕВЧЕНКО Рыбницкий филиал Корпоративный учебно–производственный центр КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ДЕТАЛИ МАШИН Тема: «Привод элеватора» Выполнил студент 4 курса Группа РФ РФ19ВР62ТМ1 Сорокин С.Ю. Проверил Ст. преподаватель Корлюга К.В. Рыбница, 2023г Содержание 1.Кинематический расчет ......................................................................... 5 1.1 Подбор электродвигателя .................................................................................. 6 1.2 Определение вращательных моментов на валах ................................. 7 1.3 Кинематическая схема ............................................................................ 7 2. Расчет зубчатой передачи..................................................................... 8 2.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса ................................ 9 2.2 Конусное расстояние и ширина колес ................................................ 11 2.3 Модуль передачи и числа зубьев......................................................... 11 2.4 Фактическое передаточное число ................................................................. 11 2.5 Окончательные значения размеров колес .......................................... 12 2.6 Силы в зацеплении ............................................................................................. 12 2.7 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба ................................ 13 2.8 Проверка зубьев по контактным напряжениям ................................. 14 3. Расчет цепной передачи ....................................................................... 15 3.1 Шаг цепи ................................................................................................................ 16 3.2 Числа зубьев ......................................................................................... 17 3.3 Коэффициент эксплуатации ................................................................. 17 3.4 Размеры звездочек .............................................................................................. 17 3.5 Давление в шарнирах............................................................................ 17 3.6 Число зубьев цепи и уточнение межосевого расстояния ..................... 17 4.Эскизное проектирование ..................................................................... 18 4.1 Предварительный расчет диаметров валов. .............................................. 19 4.2 Конструирование зубчатой передачи.......................................................... 19 4.2.1 Конструирование колеса тихоходной ступени. ....................... 20 4.2.2 Конструирование шестерни быстроходной ступени............... 20 ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Разраб. Сорокин С.Ю. Провер. Корлюга К.В. Н. Контр. Утверд. Подпись Дата Лит. Содержание Лист Листов 2 3 РФ19ВР62ТМ1 4.3 Конструирование крышек подшипников и стакана. ............................. 20 4.3.1 Крышка подшипника для быстроходного вала. ...................... 20 4.3.2 Конструирование стакана для быстроходного вала ................ 21 4.3.3 Крышка подшипника для тихоходного вала. ........................... 21 4.4 Конструирование корпуса. .............................................................................. 21 4.5 Конструирование крышки люков. ................................................................ 22 5. Расчет подшипников ............................................................................ 23 5.1 Выбор типа подшипников ............................................................................... 23 5.2 Расчет подшипников на тихоходном валу ................................................ 23 5.2.1 Определение сил, нагружающих подшипник. ......................... 25 5.2.2 Выбор подшипника ..................................................................... 25 5.2.3 Расчет на долговечность ............................................................. 26 5.2.4 Подбор посадки подшипника .................................................... 27 5.3 Расчет подшипников на быстроходном валу. .......................................... 27 5.3.1 Определение сил, нагружающих подшипник .......................... 27 5.3.2 Выбор подшипника ..................................................................... 28 5.3.3 Расчет на долговечность............................................................. 29 5.3.4 Подбор посадки подшипника .................................................... 30 5.4 Расчет подшипников приводного вала. ...................................................... 30 5.4.1 Определение сил, нагружающих подшипник .......................... 31 5.4.2 Выбор подшипника ..................................................................... 32 5.4.3 Расчет на долговечность ............................................................. 32 5.4.4 Подбор посадки подшипника .................................................... 33 6. Проверочный расчет валов на прочность......................................... 34 6.1 Расчет тихоходного вала .................................................................................. 34 6.1.2 Расчет на статическую прочность ............................................. 36 6.1.3 Расчет на сопроивление усталости ............................................ 38 Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 3 6.2 Расчет быстроходного вала ............................................................................. 38 6.2.1 Расчет на статическую прочность ............................................. 38 6.3 Расчет приводного вала на статическую прочность .............................. 39 6.3.1 Расчет на статическую прочность ............................................. 39 7. Расчет соединений ................................................................................ 40 7.1 Шпоночные соединения ................................................................................... 40 7.1.1 Шпонка на тихоходном валу ..................................................... 40 7.1.2 Шпонка на быстроходном валу ................................................. 41 7.2 Шлицевы соединения ........................................................................................ 41 8. Выбор и расчет упругой муфты ......................................................... 42 9. Выбор смазочных материалов ............................................................ 43 10. Расчетные схемы валов ...................................................................... 45 11.Список использованной литературы………………………………47 Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 4 1. Кинематический расчет 1.1 Подбор электродвигателя Определяем мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле: 𝑃ВЫХ = 𝐹𝑡 ⋅ 𝑉 После вычисления мощности Pвых определяем необходимую мощность электродвигателя: 𝑃Э = 𝐹𝑡 ⋅𝑉 𝜂общ , где Ft - окружная сила, Ft=3,9 кН; V – скорость ленты, V=1,2 м/с; общ – общий КПД кинематической цепи, вычисляем по формуле: 𝜂ОБЩ = 𝜂М ⋅ 𝜂РЕД ⋅ 𝜂ЦП где ред – КПД редуктора, муф – КПД соединительной муфты, цп– КПД цепной передачи, Для расчета принимаем средние значения: ред = 0,96, муф =0,98, цп =0,93. 𝜂ОБЩ = 0,98 ⋅ 0,96 ⋅ 0,93 = 0,88 𝑃Э = 3,9 ⋅ 1,2 = 6,14 кВт 0,88 Определяем частоту вращения вала электродвигателя: 𝑛Э = 𝑛ПР ⋅ 𝑢ОБЩ , Принимаем средние значения: uк=4, uцп=2,2. ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Разраб. Сорокин С.Ю. Провер. Корлюга К.В. Н. Контр. Утверд. Подпись Дата Лит. Кинематический расчет Лист Листов 5 3 РФ19ВР62ТМ1 Вычисляем по исходным данным частоту вращения приводного вала: 𝑛ПР = 𝑛ПР = 𝑛Э = 60000⋅𝑉 𝜋⋅𝐷 60000⋅1,2 𝜋⋅375 60000⋅2,4 𝜋⋅375 = 122,2 мин−1 ⋅ 4 ⋅ 2,2 = 1075 мин−1 Выбираем электродвигатель АИР 132М6/960, параметры которого ближе всего к вычисленным выше. Его параметры: мощность PЭ=7,5 кВт, отношение максимального вращающего момента к номинальному Tmax/T= 2,2, асинхронная частота вращения 960 мин-1. Определение силовых и кинематических параметров на 1.2 валах После выбора n определяют окончательное передаточное число привода uобщ :𝑢ОБЩ = 𝑛 𝑛ПР = 960 122,2 = 7,85 где n – частота вращения электродвигателя, n=960 мин-1. Полученное расчетом общее передаточное число распределяем между типами и ступенями передач. Передаточное число редуктора uред (uцп=2,2): 𝑢РЕД = 𝑢ОБЩ 7,85 = = 3,6 𝑢ЦП 2,2 После определения передаточных чисел находят частоты вращения и вращающие моменты на валах передач. Частота вращения тихоходного вала редуктора, мин-1, 𝑛 𝑇 = 𝑛ПР ⋅ 𝑢ЦП = 122,23 ⋅ 2,2 = 268,9 мин−1 . Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 6 Частота вращения быстроходного вала: 𝑛Б = 𝑛Т ⋅ 𝑢РЕД = 268,9 ⋅ 3,58 = 962,7 мин−1 Определяем вращательный момент на тихоходном валу TT (Hм): Вращающий момент на приводном валу: Т= 𝐹𝑡 ⋅ 𝐷 2,25 ⋅ 375 = = 421,9 Н ⋅ м 2 2 Вращающий момент на тихоходном валу: Т𝑇 = 𝑇 421,88 = = 206,2 Н ⋅ м 𝑢ЦП ⋅ 𝜂ЦП 2,2 ⋅ 0,93 Определяем вращающий момент на быстроходном валу: ТБ = ТТ 206,2 = = 57,8 Н ⋅ м 𝑢РЕД 3,57 1.3 Кинематическая схема Вал Р, кВт ω, рад/с Т, Нм 1 7,35 100 57,8 n, об/мин 960 2 7,06 28 206, 2 268, 9 3 6,56 12,8 421, 9 122, 2 Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 7 2. Расчет зубчатой передачи В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбираем необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. В качестве критерия оптимальности наиболее часто принимают массу изделия. Так как в данном случае производство редукторов крупносерийное, то желательно чтобы стоимость была минимальной. Увеличение твердости рабочей поверхности зубьев ведет, с одной стороны, к уменьшению габаритов редуктора, но с другой, к удорожанию процесса производства. Поскольку габариты редуктора не являются для нас определяющими, наиболее оптимальным является вариант 2, которому соответствует следующий режим термообработки: т.о. колеса – улучшение, получаем твердость HB 269…302, т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость – HRC 45…50. Материал, из которого изготавливаются колеса – сталь 40Х. Еще один параметр, который принимаем во внимание, это соразмерность редуктора и электродвигателя. Принятый нами вариант также оптимально отвечает этому условию. Основные причины выхода зубчатых колес из строя: 1. Выкрашивание поверхности зуба от переменных контактных напряжений. 2. Излом зуба от напряжений изгиба. 3. Износ зубьев. ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Разраб. Сорокин С.Ю. Провер. Корлюга К.В. Н. Контр. Утверд. Подпись Дата Лит. Расчет зубчатой передачи Лист Листов 8 7 РФ19ВР62ТМ1 Поскольку определяющими разрушающими факторами являются выкрашивание и излом, то расчет конической зубчатой передачи ведется по допустимым контактным напряжениям [𝜎]𝐻 = напряжениям изгиба [𝜎]𝐹 = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚 𝑆𝐹 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 𝑆𝐻 и по допускаемым . 2.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса Диаметр внешней делительной окружности вычисляем по формуле: 3 𝑑𝑒2 ≥ 1,75 ⋅ 104 ⋅ √ 𝐾𝐻𝛽 ⋅ 𝑢 ⋅ 𝑇𝐻𝐸2 𝜃𝐻 ⋅ [𝜎]2𝐻 Коэффициент θH вычисляем по формуле: θH =1,13+0,13∙u =1,13+0,13∙3,57=1,59 𝑇НЕ2 = К𝐻д ⋅ ТТ - эквивалентный момент на колесе, где 3 К𝐻д = 𝐾𝐻𝐸 ⋅ √ 𝑁 ≤1 𝑁𝐻𝐺 При типовых режимах нагружения коэффициент 𝐾𝐻𝐸 принимаем: 𝐾𝐻𝐸 =0,56. N= 60·n3·n·t - требуемый ресурс в циклах нагружения; n3 - число вхождений в зацепление, n3=1; n - частота вращения, n=268,9 мин-1; t ресурс передачи, t =5000. N=60·1·268,9·5000= 80,67·106 NHG = (HBср)3 - число циклов, соответствующих перелому кривой усталости. NHG = (285)3=23,15·106 3 К𝐻д = 0,56 ⋅ √ 80,67 = 0,85 23,15 Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 9 Коэффициент KHβ для колеса с круговыми зубьями принимаем по следующим рекомендациям: 0 𝐾𝐻𝛽 = √𝐾𝐻𝛽 ⋅ (1 − 𝑋) + 𝑋 ≥ 1,1 Коэффициент Х выбираем в зависимости от режима нагружения. Постоянный режим характерен для передач машин центральных силовых и насосных станций, тяжелый – для горных машин, средний равновероятный и средний нормальный – для транспортных машин, легкий и особо легкий – для универсальных металлорежущих станков. Режим 0 I II III IV V 1 0,77 0,5 0,5 0,42 0,31 нагружения X Принимаем: Х=0,5. 0 Коэффициент 𝐾𝐻𝛽 принимают в зависимости от коэффициента 𝜓𝑑 , который определяем по формуле: 𝜓𝑑 = 0,166√𝑢2 + 1 Допускаемые контактные напряжения вычисляем по формуле: [𝜎]𝐻 = 1,8 ⋅ 𝐻𝐵 + 67 = 1,8 ⋅ 285 + 67 = 580 Мпа 0 𝜓𝑑 = 0,166√3,572 + 1 = 0,62 → 𝐾𝐻𝛽 =2→𝐾𝐻𝛽 = √2 ⋅ (1 − 0,5) + 0,5 = 1,22→ 3 𝑑𝑒2 ≥ 1,75 ⋅ 104 ⋅ √ 1,22 ⋅ 3,57 ⋅ 0,85 ⋅ 206,3 = 190 мм 1,59 ⋅ 5802 Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 10 2.2 Конусное расстояние и ширина колес Угол делительного конуса колеса: 𝛿2 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔(𝑢) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔(3,57) = 74,35∘ Конусное расстояние 𝑅𝑒 = 𝑑𝑒2 190 = = 98,66 мм 2 ⋅ 𝑠𝑖𝑛 𝛿2 2 ⋅ 𝑠𝑖𝑛( 74,35) Ширина колес 𝑏 = 0,285𝑅𝑒 = 0,285 ⋅ 98,66 = 28,1 мм. По ряду нормальных линейных размеров принимаем b=30 мм. 2.3 Модуль передачи и числа зубьев Определяем предварительное значение делительной окружности шестерни 𝑑𝑒1 = 𝑑𝑒2 190 = = 53,22 мм. 𝑢 3,57 Находим число зубьев z1. Z1=12. Минимальное число зубьев шестерни при u=3,57 и β=35° равно 8, следовательно, это условие удовлетворено. Число зубьев колеса Z2=12∙3,57=43. Внешний окружной модуль передачи 𝑚𝑡𝑒 = 𝑑𝑒2 190 = = 4,42 𝑧2 43 2.4 Фактическое передаточное число 𝑢Ф = 𝑧2 𝑧1 = 43 12 = 3,58. Отклонение от заданного передаточного числа 𝛿 = 𝑢−𝑢Ф 𝑢 ⋅ 100% = 0,4% не превышает допустимой погрешности в 4%. Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 11 2.5 Окончательные значения размеров колес Угол делительного конуса колеса: 𝛿2 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔(𝑢) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔(3,58) = 74, 4∘ Угол делительного конуса шестерни: 𝛿1 = 90∘ − 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔(𝑢) = 90∘ − 74, 4∘ = 15, 6∘ Делительный диаметр шестерни: 𝑑𝑒1 = 𝑚𝑡𝑒 ⋅ 𝑧1 = 4,42 ⋅ 12 = 53,04 мм Делительный диаметр колеса: 𝑑𝑒2 = 𝑚𝑡𝑒 ⋅ 𝑧2 = 4,42 ⋅ 43 = 190,1 мм Внешний диаметр шестерни с круговым зубом: 𝑑𝑎𝑒1 = 𝑑𝑒1 + 1,64 ⋅ (1 + 𝑥𝑛1 ) ⋅ 𝑚𝑡𝑒 ⋅ 𝑐𝑜𝑠 𝛿1 Внешний диаметр колеса с круговым зубом: 𝑑𝑎𝑒2 = 𝑑𝑒2 + 1,64 ⋅ (1 + 𝑥𝑛2 ) ⋅ 𝑚𝑡𝑒 ⋅ 𝑐𝑜𝑠 𝛿2 Коэффициент смещения xn принимаем и для передач, у которых z и u отличаются, коэффициенты принимают с округлением в большую сторону. Т.о., xn1=0,41, xn2=-0,41. 𝑑𝑎𝑒1 = 𝑑𝑒1 + 1,64 ⋅ (1 + 𝑥𝑛1 ) ⋅ 𝑚𝑡𝑒 ⋅ 𝑐𝑜𝑠 𝛿1 = 53,04 + 1,64 ⋅ (1 + 0,41) ⋅ 4,42 ⋅ 𝑐𝑜𝑠( 15, 6∘ ) = 62,9 мм 𝑑𝑎𝑒2 = 𝑑𝑒2 + 1,64 ⋅ (1 + 𝑥𝑛2 ) ⋅ 𝑚𝑡𝑒 ⋅ 𝑐𝑜𝑠 𝛿2 = 190 + 1,64 ⋅ (1 − 0,41) ⋅ 4,42 ⋅ 𝑐𝑜𝑠( 74, 4∘ ) = 191,2 мм 2.6 Силы в зацеплении Окружная сила на среднем диаметре колеса 𝐹𝑡 = 2⋅𝑇𝑇 0,857⋅𝑑𝑒2 = 2⋅206,3 0,857⋅190 = 2,53 кН Осевая сила на шестерне: 𝐹𝑎1 = 𝛾𝑎 ⋅ 𝐹𝑡 = 0,792 ⋅ 2,53 = 2 кН Радиальная сила на шестерне: 𝐹𝑟1 = 𝛾𝑟 ⋅ 𝐹𝑡 = 0,237 ⋅ 2,53 = 0,6 кН Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 12 Коэффициенты𝛾𝑎 и 𝛾𝑟 для угла β=35° определяем по формуле: 𝛾𝑎 = 0,44 𝑠𝑖𝑛 𝛿1 + 0,7 𝑐𝑜𝑠 𝛿1 = 0,792 𝛾𝑟 = 0,44 𝑐𝑜𝑠 𝛿1 − 0,7 𝑠𝑖𝑛 𝛿1 = 0,237 На колесе осевая сила𝐹𝑎2 = 𝐹𝑟1 , радиальная сила 𝐹𝑟2 = 𝐹𝑎1 . 2.7 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба Напряжения изгиба в зубьях колеса: 𝜎𝐹2 = 1,17⋅𝐾𝐹𝛽 ⋅𝐾𝐹𝑣 ⋅𝑌𝐹2 ⋅𝐹𝑡𝐸 𝜃𝐹 ⋅𝑏⋅𝑚𝑡𝑒 ≤ [𝜎]𝐹2 Напряжение изгиба в зубьях шестерни: 𝜎𝐹1 = 𝑌𝐹1 ⋅𝜎𝐹2 𝑌𝐹2 ≤ [𝜎]𝐹1 Коэффициент 𝐾𝐹𝑣 высчитываем по формуле: 𝑣= 𝜋⋅𝑑𝑚2 ⋅𝑛2 60000 , где 𝑑𝑚2 = 𝑑𝑒2 (1 − 0,5 ⋅ 0,285) = 162мм. Таким образом, окружная скорость колеса равна 𝑣= 𝜋⋅162⋅268.9 60000 м = 2,28 . с Из таблицы получаем, что 𝐾𝐹𝑣 = 1,02. Значения коэффициентов 𝑌𝐹1 и 𝑌𝐹2 принимаем по эквивалентным числам зубьев: 𝑧𝑣1 = 𝑧𝑣2 = 𝑧1 3 𝑐𝑜𝑠 𝛽⋅𝑐𝑜𝑠 𝛿 1 𝑧2 𝑐𝑜𝑠 3 𝛽⋅𝑐𝑜𝑠 𝛿2 = = 12 𝑐𝑜𝑠 3 35∘ ⋅𝑐𝑜𝑠 15,5∘ 43 𝑐𝑜𝑠 3 35∘ ⋅𝑐𝑜𝑠 74,5∘ = 22,65, = 300. Таким образом, 𝑌𝐹1 =3,5, 𝑌𝐹2 =3,67. Допускаемое напряжение изгиба для колеса: [𝜎]𝐹2 = 1,03 𝐻𝐵 = 293 МПа Допускаемое напряжение изгиба для шестерни Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 13 : [𝜎]𝐹1 = 370 Мпа Напряжения изгиба в зубьях колеса: 𝜎𝐹2 = 1,17 ⋅ 𝐾𝐹𝛽 ⋅ 𝐾𝐹𝑣 ⋅ 𝑌𝐹2 ⋅ 𝐹𝑡𝐸 1,17 ⋅ 1,23 ⋅ 1,02 ⋅ 3,67 ⋅ 2530 = = 106,6 МПа 𝜃𝐹 ⋅ 𝑏 ⋅ 𝑚𝑡𝑒 1 ⋅ 30 ⋅ 4,3 < [𝜎]𝐹2 = 293 Мпа Напряжение изгиба в зубьях шестерни: 𝜎𝐹1 = 𝑌𝐹1 ⋅ 𝜎𝐹2 3,5 ⋅ 106,6 = = 102 МПа < [𝜎]𝐹1 = 370 МПа 𝑌𝐹2 3,67 2.8 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям Расчетное контактное напряжение: 𝜎𝐻 = 1,9 ⋅ 106 ⋅ √ 𝐾𝐻𝛽 ⋅𝐾𝐻𝑣 ⋅𝑢⋅𝑇𝐻𝐸2 3 𝜃𝐻 ⋅𝑑𝑒2 ≤ [𝜎]𝐻 . Коэффициент 𝐾𝐻𝑣 выбираем в зависимости от окружной скорости колеса м 𝑣 = 2,28 . с Получаем, что 𝐾𝐻𝑣 = 1,02. Допускаемые контактные напряжения вычисляем по формуле: [𝜎]𝐻 = 1,8 ⋅ 𝐻𝐵 + 67 = 1,8 ⋅ 285 + 67 = 580 МПа Расчетное контактное напряжение: 𝜎𝐻 = 1,9 ⋅ 106 ⋅ √ 1,22⋅1,02⋅3,58⋅0,85⋅206,3 1,59⋅190,13 = 540 МПа < [𝜎]𝐻 = 580 МПа. Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 14 3. Расчет цепной передачи Цепные передачи выходят из строя по следующим причинам: 1. Износ шарниров. 2. Усталостное разрушение пластин по проушинам. 3. Проворачивание валиков и втулок в платинах в местах запрессовки. 4. Выкрашивание и разрушение роликов. 5. Достижение предельного провисания холостой ветви. 6. Износ зубьев звездочек. В соответствии с перечисленными причинами выхода из строя можно сделать вывод, что срок службы передачи ограничивается долговечностью цепи (в большинстве случаев). Долговечность же цепи в первую очередь зависит от износостойкости шарниров. 3.1 Шаг цепи Выбираем предварительное значение шага однорядной цепи: 3 𝑃 = 4,5 3√𝑇𝑇 = 4,5√206.3 = 26,6 мм. Ближайшее значение шага и соответствующей ему площади находим: P=25,4 мм, А=260 мм2, ВВН=15,88 мм – расстояние между внешними пластинами цепи. 3.2 Числа зубьев Число зубьев малой (ведущей) звездочки: 𝑧1 = 29 − 2 ⋅ 𝑢 = 29 − 2 ⋅ 2,2 = 24,6. Принимаем ближайшее большее, z1=25. Число зубьев большой (ведомой) звездочки: 𝑧2 = 𝑧1 ⋅ 𝑢 = 25 ⋅ 2,2 = 55. ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Разраб. Сорокин С.Ю. Провер. Корлюга К.В. Н. Контр. Утверд. Подпись Дата Лит. Расчет цепной передачи Лист Листов 15 3 РФ19ВР62ТМ1 Определим коэффициент эксплуатации 𝐾Э = 𝐾Д ⋅ Ка ⋅ КН ⋅ КРЕГ ⋅ КСМ ⋅ КРЕЖ ⋅ КТ , где коэффициент 𝐾Д учитываем динамичность нагрузки принимаем:𝐾Д =1,25 𝐾а учитываем влияние длины цепи (если а= (30…50) P (как в нашем случае), то 𝐾а =1); 𝐾Н учитываем наклон цепи 𝐾Н =1); 𝐾РЕГ учитывает влияние регулировки цепи (т.к. в нашем случае положение звездочек не регулируется). 𝐾РЕГ =1,25; 𝐾СМ учитываем влияние характера непостоянное, принимаем 𝐾СМ =1,5); 𝐾РЕЖ учитываем влияние режима работы передачи (работа односменная, 𝐾РЕЖ =1); 𝐾Т учитывает влияние температуры окружающей среды (при -25°С <T <150°C 𝐾Т =1). Таким образом, 𝐾Э = 1,25 ⋅ 1 ⋅ 1 ⋅ 1,25 ⋅ 1,5 ⋅ 1 ⋅ 1 = 2,34. 3.4 Размеры звездочек Делительный диаметр малой звездочки: 𝑑1 = 𝑃 𝑠𝑖𝑛(180∘ /𝑧1 ) = 25,4 𝑠𝑖𝑛(180/25) = 202,6 мм. Делительный 25,4 𝑠𝑖𝑛(180/55) диаметр большой звездочки: 𝑑2 = 𝑃 𝑠𝑖𝑛(180∘ /𝑧2 ) = = 445 мм. Диаметр выступов малой звездочки: 𝑑𝑎1 = 𝑃(0,5 + 𝑐𝑡𝑔(180∘ /𝑧1 ) = 25,4(0,5 + 𝑐𝑡𝑔(180/25)) = 214 мм. Диаметр выступов большой звездочки: 𝑑𝑎2 = 𝑃(0,5 + 𝑐𝑡𝑔(180∘ /𝑧2 ) = 25,4(0,5 + 𝑐𝑡𝑔(180/55)) = 457 мм. Ширина зуба звездочки: 𝑏1 = 0,9𝐵𝐵𝐻 − 0,15 = 0,9 ⋅ 15,88 − 0,15 = 14,1 мм. Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 16 3.5 Давление в шарнирах Определим значение окружной силы на звездочках: 𝐹𝑡 = 2 ⋅ 𝑇𝑇 2 ⋅ 206,3 = = 2,04 кН. 𝑑1 202,6 Условное давление в шарнирах вычисляем по формуле: 𝑝= 𝐾Э ⋅𝐹𝑡 𝐴 = 2,34⋅2040 180 = 26,5 МПа ≤ [𝑝], где [p]=29 МПа – допускаемое давление в шарнирах. 3.6 Число звеньев цепи и уточнение межосевого расстояния Число звеньев вычисляем по формуле: 𝑊= 𝑧1 +𝑧2 2 + 2𝑎 𝑃 +( 𝑧2 −𝑧1 𝑃 2𝜋 ) = 𝑎 25+55 2 + 2⋅700 25,4 +( 55−25 25,4 2𝜋 ) 700 = 95,3. Принимаем W=96. Уточняем межосевое расстояние: 𝑎 = 0,997𝑎∗ , где: 𝑎∗ = = 𝑃 𝑧1 + 𝑧2 𝑧1 + 𝑧2 2 𝑧2 − 𝑧1 2 (𝑊 − + √(𝑊 − ) − 8( ) )= 4 2 2 2𝜋 25,4 25 + 55 25 + 55 2 55 − 25 2 + √(96 − ) − 8( ) ) = 700,7мм. (96 − 4 2 2 2𝜋 Таким образом, 𝑎 = 0,997𝑎∗ = 0,997 ⋅ 700,7 = 698,6 мм. Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 17 4. Эскизное проектирование 4.1 Предварительный расчет диаметров валов Предварительные оценки стальных валов редуктора определяем по формуле: - для быстроходного вала 3 𝑇⋅103 𝑑П ≥ √ 0,2⋅[𝜏] где Т – вращающий момент на быстроходном валу, [τ]=0,1τ-1 (примем τ1 =220 МПа). 3 𝑑П ≥ √ 60 ⋅ 103 = 23,8 мм 0,2 ⋅ 0,1 ⋅ 220 Примем по стандартному ряду: dП=25 мм – диаметр вала под подшипник. Из условия dП <dК принимается диаметр под колесо dК=30 мм. dВЫХ=20 мм – диаметр выходного конца вала; dЗ=34 мм – диаметр заплечика. Диаметр заплечика колеса dЗ≥ dП+3r, где r – размер фаски колеса, r =1,5 мм Длина хвостовика быстоходного вала 𝑙 = 40 мм - для тихоходного вала 3 𝑑П ≥ √ 3 𝑇 ⋅ 103 206,2 ⋅ 103 √ = = 35 мм 0,2 ⋅ [𝜏] 0,2 ⋅ 0,1 ⋅ 220 ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Разраб. Сорокин С.Ю. Провер. Корлюга К.В. Н. Контр. Утверд. Подпись Дата Лит. Эскизное проектирование Лист Листов 18 5 РФ19ВР62ТМ1 Примем по стандартному ряду: dП=35 мм – диаметр вала под подшипник; dВЫХ=30 мм – диаметр выходного конца вала; dК=38 мм – диаметр вала под колесо; dЗ=42 мм – диаметр заплечика. Длина хвостовика тихоходного вала 𝑙 = 30 мм 4.2 Конструирование зубчатой передачи При серийном производстве заготовки колес получают из прутка свободной ковкой, а также ковкой в штампах. Так как производство крупносерийное, то применяем двусторонние штампы. Для свободной выемки заготовки из штампа принимаем значения 𝛾 ≥ 7° и радиусов закруглений 𝑅 ≥ 6мм. 4.2.1 Конструирование колеса тихоходной ступени Материал сталь 45 ГОСТ4543-71 Ширина венца 30мм Число зубьев 43 Длина ступицы 𝑙𝑐т = 1,05 ⋅ 𝑑Б = 1,05 ⋅ 38 = 40мм Диаметр ступицы 𝑑ст = 1,5 ⋅ 𝑑Б + 10 = 1,5 ⋅ 38 + 10 = 67мм Модуль зацепления 𝑚 = 4,42мм Ширина торцов венца 𝑆 = 2,5 ⋅ 𝑚 + 2 = 2,5 ⋅ 4,42 + 2 = 13мм Фаски на торцах венца 𝑓 = 0,5 ⋅ 𝑚 = 0,5 ⋅ 4,42 = 2,21мм Угол фаски 𝛼Ф = 45° Толщина диска с ≈ 0,5 ⋅ (𝑆 + 𝑆ст ) = 0,5 ⋅ [𝑆 + 0,5 ⋅ (𝑑𝑐т − 𝑑)] = 0,5 ⋅ [13 + 0,5 ⋅ (67 − 38)] = 12мм 𝑐 ≥ 0,35 ⋅ 𝑏 = 0,35 ⋅ 30 = 10,05мм Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 19 4.2.3 Конструирование шестерни быстроходной ступени Выполняют шестерню за одно целое с валом (вал-шестерня) т.к. качество вала-шестерни выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни. 4.3 Конструирование крышек подшипников и стакана Материал для всех крышек подшипников СЧ21, для стакана – СЧ15. Все крышки назначаются привертными. Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Наружный диаметр крышки выполняют с такими отклонениями, при которых в сопряжении с корпусом крышка образует очень малый зазор, препятствующий вытеканию масла из корпуса. При установке в крышке подшипников манжетного уплотнения выполняют расточку отверстия так, чтобы можно было выпрессовать изношенную манжету. 4.3.1 Конструирование крышки подшипника для быстроходного вала Крышку выполняем с отверстием для выходного конца вала. Диаметр винтов, которыми крепится крышка: d=6 мм, их число z=4 Наружный диаметр крышки: 𝐷Ф = 𝐷подш + 4,4 ⋅ 𝑑 = 62 + 4,4 ⋅ 6 = 90мм Толщина стенки 𝛿 = 5мм Высота фланца: 𝛿1 = 1,2 ⋅ 5 = 1,2 ⋅ 5 = 6 мм Толщина боковой стенки: 𝛿2 = 𝛿 = 5мм Высота крышки: l = 27 мм Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 20 При сборке редуктора крышки всех подшипников должны находиться на одном уровне и иметь одну высоту. 4.3.2 Конструирование стакана для быстроходного вала Конструкция стакана определяется схемой расположения подшипников. Толщина стенки 𝛿 = 6мм Наружный диаметр стакана 𝐷а = 𝐷подш + 2 ⋅ 𝛿 = 62 + 2 ⋅ 6 = 74мм Диаметр фланца𝐷Ф = 𝐷а + 4,2 ⋅ 𝛿 = 74 + 4,2 ⋅ 6 = 90 мм Высота фланца 𝛿2 = 1,2 ⋅ 𝛿 = 1,2 ⋅ 6 = 7,2 мм Высота стакана l = 104 мм 4.3.3 Конструирование крышки подшипника для тихоходного вала Крышка выполняется глухой. Диаметр винтов, которыми крепится крышка d=8 мм, их число z=4 Наружный диаметр крышки 𝐷Ф = 𝐷подш + 4,2 ⋅ 𝑑 = 62 + 4,2 ⋅ 8 = 100мм Толщина стенки 𝛿 = 6мм Высота фланца 𝛿1 = 1,2 ⋅ 𝛿 = 1,2 ⋅ 6 = 7,2 мм Толщина боковой стенки 𝛿2 = 𝛿 = 6мм Высота крышки l = 20 мм 4.4 Конструирование корпуса Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор: 3 𝑎 = √𝐿 + 3, где 𝐿 = 1,5 ⋅ 𝑑2 – расстояние между внешними поверхностями деталей передач. 3 𝑎 = √286 + 3 ≈ 10мм Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 21 Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес: 𝑏0 ≥ 3 ⋅ 𝑎 𝑏0 ≥ 3 ⋅ 10 = 30мм Толщина стенки, отвечающая требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса: 𝛿 = 2,6 ⋅ 4√0,1 ⋅ ТТ ≥ 6 мм 4 𝛿 ≥ 2,6 ⋅ √0,1 ⋅ 206,3 = 6мм Длина подшипниковых гнезд l = 30 мм Для соединения крышки с корпусом используют винты с цилиндрической головкой и внутренним шестигранником, так как при использовании винтов ширина фланца получается наименьшей. В зависимости от величины тихоходной ступени редуктора выбираем для крепления крышки болты М12х32 (ГОСТ 11738-84) (стр. 240 [1]). Размер фланца получаем: 𝐾 = 2,2 ⋅ 𝑑 = 2,2 ⋅ 12 = 26мм. 4.5 Конструирование крышки люков Для заливки масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей делают люки. Конструируют крышку-отдушину. Параметры крышки: Длина крышки: 𝐿 = 110 мм Толщина штампованного стального листа 𝛿к = (0,010. . . .0,012) ⋅ 𝐿 = 0,011 ⋅ 110мм = 1,21 ≡ 3мм 𝐻 ≥ 0,05 ⋅ 𝐿 = 0,05 ⋅ 110 ≡ 8мм 𝑑 ≈ 𝛿 = 6мм ℎ1 = (0,4. . .0,5) ⋅ 𝛿 = 0,45 ⋅ 6 = 2,7мм Крышка крепится винтами М6x12 (ГОСТ 11644-75). Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 22 5. Расчет подшипников 5.1 Выбор типа подшипников Конические колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники обладают малой осевой жесткостью. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических колес применят конические роликовые подшипники. 5.2 Расчет подшипников на тихоходном валу 5.2.1 Определение сил, нагружающих подшипник Силы, действующие в зацеплении. 𝐹а = 607,5 Н − осевая сила 𝐹𝑡 = 2533,9 Н − окружная сила 𝐹𝑟 = 2011,6 Н − радиальная сила Изгибающий момент от радиальных сил, действующих в зацеплении: 𝑑2 162,83 ⋅ 10−3 𝑀 = 𝐹𝑎 ⋅ = 607,5 ⋅ = 49,5 Н ⋅ м 2 2 Длины участков: 𝑙1 = 82мм 𝐿 = 130мм 𝑙𝐾 = 75мм Реакции в вертикальной плоскости: 𝛴𝑅𝑦 = 0: 𝑅𝑦1 + 𝑅𝑦2 − 𝐹𝑟 = 0 ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Разраб. Сорокин С.Ю. Провер. Корлюга К.В. Н. Контр. Утверд. Подпись Дата Лит. Расчет подшипников Лист Листов 23 11 РФ19ВР62ТМ1 𝛴𝑀1 = 0: −𝐹𝑟 ⋅ 𝑙1 + 𝑅𝑦2 ⋅ 𝐿 − 𝑀 = 0 𝑅𝑦2 = 𝐹𝑟 ⋅ 𝑙1 + 𝑀 2011,6 ⋅ 0,082 + 49,5 = = 1649,6 𝐻 𝐿 0,130 𝑅𝑦1 = 𝐹𝑟 ⋅ (𝐿 − 𝑙1 ) − 𝑀 2011,6 ⋅ (0,130 − 0,082) − 49,5 = = 361,9 𝐻 𝐿 0,130 Реакции в горизонтальной плоскости: 𝛴𝑅𝑥 = 0: 𝑅𝑥1 + 𝑅𝑥2 − 𝐹𝑡 = 0 𝛴𝑀1 = 0: 𝐹𝑡 ⋅ 𝑙1 − 𝑅𝑥2 ⋅ 𝐿 = 0 𝑅𝑥2 = 𝐹𝑡 ⋅ 𝑙1 2533,9 ⋅ 0,082 = = 1598,3 𝐻 𝐿 0,130 𝑅𝑥1 = 𝐹𝑡 ⋅ (𝐿 − 𝑙1 ) 2533,9 ⋅ (0,130 − 0,082) = = 935,6 𝐻 𝐿 0,130 Суммарные реакции: 𝑅1 ′ = √𝑅𝑥1 2 + 𝑅𝑦1 2 = √935, 62 + 361, 92 = 1003,2 𝐻 𝑅2 ′ = √𝑅𝑥2 2 + 𝑅𝑦2 2 = √1598, 32 + 1649, 62 = 2296,9 𝐻 На концевом участке вала действует консольная нагрузка из-за наличия звёздочки и появления, в связи с этим смещений. 𝐹К = 250 ⋅ √𝑇𝑇 = 250 ⋅ √206,3 = 3590,8 𝐻 𝐹1𝐾 = 𝐹𝐾 ⋅ 𝑙𝐾 3590,8 ⋅ 0,075 = = 2071,6 𝐻 𝐿 0,130 𝐹2𝐾 = 𝐹𝐾 ⋅ (𝐿 + 𝑙𝐾 ) 3590,8 ⋅ (0,130 + 0,075) = = 5662,4 𝐻 𝐿 0,130 Суммарные реакции на валу: 𝑅1 = 𝑅1 ′ + 𝐹1𝐾 = 1003,2 + 2071,6 = 3074,8 𝐻 𝑅2 = 𝑅2 ′ + 𝐹2𝐾 = 2296,9 + 5662,4 = 7959,3 Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 24 5.2.2 Выбор подшипника По справочнику выбирается подшипник радиальный особо легкой серии 7107. 𝑑 = 35мм 𝐷 = 72мм 𝐵 = 17мм С𝑟 = 35200𝐻 𝐶0𝑟 = 26300𝐻𝑒 = 0,37 𝑌 = 1,62 𝑌0 = 0,89 Более нагруженной является опора 2. Дальнейший расчет будет вестись по ней. 5.2.3 Расчет на долговечность Радиальная сила 𝐹𝑟 = 𝑅2 ⋅ 𝐾𝐸 где 𝐾Е - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения III 𝐾Е = 0,56. 𝐹𝑟 = 7959,3 ⋅ 0,56 = 4457,2 𝐻 Осевая сила 𝐹𝑎 = 𝐹𝑎 ⋅ 𝐾𝐸 = 607,5 ⋅ 0,56 = 340,2 𝐻 Сравниваем отношение 𝐹𝑎 𝑉⋅𝐹𝑟 с коэффициентом е: 𝐹𝑎 340,2 = = 0,08 < 𝑒 𝑉 ⋅ 𝐹𝑟 1 ⋅ 4457,2 V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки. Значит Х=1; Y=0. Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка 𝑃𝑟 = (𝑉 ⋅ 𝑋 ⋅ 𝐹𝑟 + 𝑌 ⋅ 𝐹𝑎 ) ⋅ 𝐾𝜎 ⋅ 𝐾𝑇 , где 𝐾𝜎 - коэффициент безопасности, 𝐾𝜎 =1,6; Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 25 𝐾𝑇 - температурный коэффициент, 𝐾Т = 1 𝑃𝑟 = (1 ⋅ 1 ⋅ 4457,2 + 0) ⋅ 1,6 ⋅ 1 = 7131,5𝐻 Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч). 𝐿10ℎ 𝐶𝑟 𝑝 106 = 𝑎1 ⋅ 𝑎23 ⋅ ( ) ⋅ 𝑃𝑟 60 ⋅ 𝑛 где a1 - коэффициент долговечности, a1=1; a23 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, a23=0,7. 10 𝐿10ℎ 35200 3 106 = 1 ⋅ 0,6 ⋅ ( = 8883 ч ) ⋅ 7131,5 60 ⋅ 268,9 𝐿10ℎ > 𝐿зад = 5000 ч, следовательно выбранный подшипник 7207 подходит. 5.2.4 Подбор посадки подшипника Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное. 𝑃𝑟 7131,5 = = 0,2 𝐶𝑟 35200 Выбирается поле допуска на вал n6. Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное. Выбирается поле допуска на отверстие H7. 5.3 Расчет подшипников на быстроходном валу 5.3.1 Определение сил, нагружающих подшипник Силы, действующие в зацеплении. 𝐹а = 2011,6 Н − осевая сила Лист Состав и свойства смазки М.О. Изм. Лист № докум. Подпись Дата 26 𝐹𝑡 = 2533,9 Н − окружная сила 𝐹𝑟 = 607,5 Н − радиальная сила Изгибающие моменты, от радиальных сил, действующих в зацеплении. 𝑑2 45,44 ⋅ 10−3 𝑀 = 𝐹𝑎 ⋅ = 2011,6 ⋅ = 45,7 Н ⋅ м 2 2 Длины участков 𝑙1 = 25мм 𝐿 = 61мм 𝑙𝐾 = 72мм Реакции в вертикальной плоскости: 𝛴𝑅𝑦 = 0: 𝑅𝑦1 + 𝑅𝑦2 − 𝐹𝑟 = 0 𝛴𝑀1 = 0: 𝐹𝑟 ⋅ 𝑙1 + 𝑅𝑦2 ⋅ 𝐿 − 𝑀 = 0 𝑅𝑦2 = −𝐹𝑟 ⋅ 𝑙1 + 𝑀 −607,5 ⋅ 0,025 − 45,7 = = 500,2 𝐻 𝐿 0,061 𝑅𝑦1 = 𝐹𝑟 ⋅ (𝐿 + 𝑙1 ) − 𝑀 607,5 ⋅ (0,061 + 0,025) − 45,7 = = 107,3 𝐻 𝐿 0,061 Реакции в горизонтальной плоскости: 𝛴𝑅𝑥 = 0: 𝑅𝑥1 + 𝑅𝑥2 − 𝐹𝑡 = 0 𝛴𝑀1 = 0: −𝐹𝑡 ⋅ 𝑙1 − 𝑅𝑥2 ⋅ 𝐿 = 0 𝑅𝑥2 = − 𝑅𝑥1 = 𝐹𝑡 ⋅ 𝑙1 2533,9 ⋅ 0,025 =− = −1038,5 𝐻 𝐿 0,061 𝐹𝑡 ⋅ (𝐿 + 𝑙1 ) 2533,9 ⋅ (0,061 + 0,025) = = 3572,4 𝐻 𝐿 0,061 Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 27 Суммарные реакции: 𝑅1 ′ = √𝑅𝑥1 2 + 𝑅𝑦1 2 = √3572, 42 + 107, 32 = 3574 𝐻 𝑅2 ′ = √𝑅𝑥2 2 + 𝑅𝑦2 2 = √1038, 52 + 500, 22 = 1152,7 𝐻 На концевом участке вала действует консольная нагрузка. 𝐹К = 50 ⋅ √𝑇Б = 50 ⋅ √60 = 387,3 𝐻 𝐹1𝐾 = 𝐹𝐾 ⋅ 𝑙𝐾 387,3 ⋅ 0,072 = = 457,1 𝐻 𝐿 0,061 𝐹2𝐾 = 𝐹𝐾 ⋅ (𝐿 + 𝑙𝐾 ) 387,3 ⋅ (0,072 + 0,061) = = 844,4 𝐻 𝐿 0,061 Суммарные реакции на валу: 𝑅1 = 𝑅1 ′ + 𝐹1𝐾 = 3574 + 457,1 = 4031,1 𝐻 𝑅2 = 𝑅2 ′ + 𝐹2𝐾 = 1152,7 + 844,4 = 1997,1 𝐻 5.3.2 Выбор подшипника По справочнику выбирается подшипник радиальный средней серии 7305 (подшипник легкой серии не проходит по ресурсу). 𝑑 = 25мм 𝐷 = 62мм 𝐵 = 18,5мм С𝑟 = 29600𝐻 𝐶0𝑟 = 20900𝐻𝑒 = 0,36 𝑌 = 1,66 𝑌0 = 0,92 Более нагруженной является опора 1. Дальнейший расчет будет вестись по ней. Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 28 5.3.3 Расчет на ресурс Радиальная сила 𝐹𝑟 = 𝑅1 ⋅ 𝐾𝐸 где 𝐾Е - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения III 𝐾Е = 0,56. 𝐹𝑟 = 4031,1 ⋅ 0,56 = 2257,4 𝐻 Осевая сила 𝐹𝑎 = 𝐹𝑎 ⋅ 𝐾𝐸 = 2011,6 ⋅ 0,56 = 1126,5 𝐻 Сравниваем отношение 𝐹𝑎 𝑉⋅𝐹𝑟 с коэффициентом е: 𝐹𝑎 1126,5 = = 0,5 > 𝑒 𝑉 ⋅ 𝐹𝑟 1 ⋅ 2257,4 V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки. Значит Х=0,4; Y=1,67. Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка 𝑃𝑟 = (𝑉 ⋅ 𝑋 ⋅ 𝐹𝑟 + 𝑌 ⋅ 𝐹𝑎 ) ⋅ 𝐾𝜎 ⋅ 𝐾𝑇 , где 𝐾𝜎 - коэффициент безопасности, 𝐾𝜎 =1,6; 𝐾𝑇 - температурный коэффициент, 𝐾Т = 1 𝑃𝑟 = (1 ⋅ 0,4 ⋅ 2257,4 + 1,67 ⋅ 1126,5) ⋅ 1,6 ⋅ 1 = 4454,7𝐻 Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч). 𝐿5ℎ 𝐶𝑟 𝑝 106 = 𝑎1 ⋅ 𝑎23 ⋅ ( ) ⋅ 𝑃𝑟 60 ⋅ 𝑛 10 𝐿5ℎ 29600 3 106 = 1 ⋅ 0,7 ⋅ ( = 6675 ч ) ⋅ 4454,7 60 ⋅ 963,9 Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 29 𝐿5ℎ > 𝐿зад = 5000 ч, следовательно выбранный подшипник 7305 подходит. 5.3.4 Подбор посадки подшипника Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное. 𝑃𝑟 4454,7 = = 0,15 𝐶𝑟 29600 Выбирается поле допуска на вал k6. Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное. Выбирается поле допуска на отверстие H7. 5.4 Расчет подшипников приводного вала 3 𝑇⋅103 𝑑П ≥ √ 0,2⋅[𝜏] где Т – вращающий момент на быстроходном валу, [τ]=0,1τ-1 (примем τ-1=220 МПа). 3 𝑑П ≥ √ 421,9 ⋅ 103 = 45,8 мм 0,2 ⋅ 0,1 ⋅ 220 Примем по стандартному ряду: dП=50 мм – диаметр вала под подшипник. Из условия dП <dК принимается диаметр под колесо dК=60 мм. dВЫХ=50 мм – диаметр выходного конца вала; dЗ=55 мм – диаметр заплечика. Диаметр заплечика колеса dЗ≥ dП+3r, где r – размер фаски колеса, r =2 мм Примерная длина хвостовика быстроходного вала 𝑙 = 1,2 ⋅ 𝑑П + 0,15 ⋅ 𝑑ВЫХ + 0,5 ⋅ 𝑑ВЫХ = 1,2 ⋅ 50 + 0,65 ⋅ 50 = 92 мм Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 30 Исходные данные: FК=3590 Н – консольная сила на конце вала; Ft=2250 H – окружная сила на барабане; n=122,2 об/мин 𝑙1 = 370мм 𝐿 = 740мм 𝑙𝐾 = 150мм 5.4.1 Определение сил, нагружающих подшипник Реакции от окружной силы: 𝛴𝑅 = 0: 𝑅1 + 𝑅2 − 𝐹𝑡 = 0 𝛴𝑀1 = 0: 𝐹𝑡 ⋅ 𝑙1 − 𝑅2 ⋅ 𝐿 = 0 𝑅2 = 𝐹𝑡 ⋅ 𝑙1 2250 ⋅ 0,370 =− = 1125 𝐻 𝐿 0,740 𝑅1 = 𝐹𝑡 ⋅ (𝐿 − 𝑙1 ) 2250 ⋅ (0,740 − 0,370) = = 1125 𝐻 𝐿 0,370 Реакции от консольной силы: 𝛴𝑀2 = 0: 𝐹1𝐾 = 𝐹𝐾 ⋅ 𝑙𝐾 3590 ⋅ 0,150 = = 727,7 𝐻 𝐿 0,740 𝐹2𝐾 = 𝐹𝐾 ⋅ (𝐿 − 𝑙𝐾 ) 3590 ⋅ (0,740 − 0,150) = = 2862,3 𝐻 𝐿 0,740 Суммарные реакции на опоры: 𝑅1 = 𝑅1 ′ + 𝐹1𝐾 = 1125 + 727,7 = 1852,7 𝐻 𝑅2 = 𝑅2 ′ + 𝐹2𝐾 = 1125 + 2862,3 = 3987,3 𝐻 Опора 2 нагружена больше, следовательно, дальнейший расчет будет вестись по этой опоре. Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 31 5.4.2 Выбор подшипника Выбирается подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный легкой серии1210. 𝑑 = 50мм 𝐷 = 90мм 𝐵 = 20мм С𝑟 = 17700𝐻 𝐶0𝑟 = 11000𝐻𝑒 = 0,21 5.4.3 Расчет на ресурс Радиальная сила 𝐹𝑟 = 𝑅2 ⋅ 𝐾𝐸 где 𝐾Е - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения III 𝐾Е = 0,56. 𝐹𝑟 = 3987,3 ⋅ 0,56 = 2232,9 𝐻 Осевая сила 𝐹𝑎 = 0 𝐻 Сравниваем отношение 𝐹𝑎 𝑉⋅𝐹𝑟 с коэффициентом е: 𝐹𝑎 =0<𝑒 𝑉 ⋅ 𝐹𝑟 Значит Х=1; Y=3,13. Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка 𝑃𝑟 = (𝑉 ⋅ 𝑋 ⋅ 𝐹𝑟 + 𝑌 ⋅ 𝐹𝑎 ) ⋅ 𝐾𝜎 ⋅ 𝐾𝑇 , 𝑃𝑟 = (1 ⋅ 1 ⋅ 2232,9 + 0) ⋅ 1,6 ⋅ 1 = 3572,6𝐻 Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч). 𝐿10ℎ 𝐶𝑟 𝑝 106 = 𝑎1 ⋅ 𝑎23 ⋅ ( ) ⋅ 𝑃𝑟 60 ⋅ 𝑛 где 𝑎1 = 1, 𝑎23 = 0,7. Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 32 10 𝐿5ℎ 17700 3 106 = 1 ⋅ 0,7 ⋅ ( = 19792 ч ) ⋅ 3572,6 60 ⋅ 122,2 𝐿5ℎ > 𝐿зад = 5000 ч, следовательно выбранный подшипник 1210 подходит. 5.4.4 Подбор посадки подшипника Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное. 𝑃𝑟 3572,6 = = 0,15 𝐶𝑟 17700 Выбирается поле допуска на вал k6. Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное. Выбирается поле допуска на отверстие H7. Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата ДМ.01.11.02.00 33 6. Проверочный расчет валов на прочность Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок. Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. 6.1 Расчет тихоходного вала 𝑙1 = 82мм 𝐿 = 130мм 𝑙𝐾 = 60мм МК = 215,5Н ⋅ м МКР = 206,2Н ⋅ м 6.1.2 Расчет на статическую прочность Коэффициент перегрузки 𝐾П = Т𝑚𝑎𝑥 Т где Тmax – максимальный кратковременно действующий крутящий момент. В расчете определяют нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок. ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Разраб. Сорокин С.Ю. Провер. Корлюга К.В. Н. Контр. Утверд. Подпись Дата Лит. Проверочный расчет валов на прочность Лист Листов 34 6 РФ19ВР62ТМ1 = = 103 M F max + max , W A 103 M k max , W k где Mmax – суммарный изгибающий момент, Mkmax=Tmax – крутящий момент, Fmax – осевая сила, W и Wk – моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, А – площадь поперечного сечения. 𝑀√𝑀𝑥2 + 𝑀𝑦2 𝑚𝑎𝑥 Частные коэффициенты запаса прочности. 𝜎𝑇 𝜏𝑇 𝑆𝑇𝜎 = ; 𝑆𝑇𝜏 = 𝜎 𝜏 Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести. 𝑆𝑇 = 𝑆𝑇𝜎 𝑆𝑇𝜏 2 2 √𝑆𝑇𝜎 + 𝑆𝑇𝜏 𝑆𝑇 ≥ [𝑆𝑇 ] = 1,7 Сечение 2: 𝜋 ⋅ 𝑑 3 𝜋 ⋅ 353 𝑊= = = 4209,2 мм3 32 32 𝜋 ⋅ 𝑑 3 𝜋 ⋅ 353 𝑊𝐾 = = = 8418,5 мм3 16 16 𝑀𝑀𝐴𝑋 = 𝐾П ⋅ МК = 2,2 ⋅ 215,5 = 474,1 Н ⋅ м 𝑀𝐾𝑀𝐴𝑋 = 𝐾П ⋅ 𝑀𝐾Р = 2,2 ⋅ 206,2 = 412,4 Н ⋅ м 103 ⋅ 𝑀𝑀𝐴𝑋 𝐹𝐴 103 ⋅ 474,1 607,5 𝜎= + = + = 113,3 МПа 𝑊 𝐴 4209,2 𝜋 ⋅ 352 ⋅ 0,25 103 ⋅ 𝑀𝐾𝑀𝐴𝑋 103 ⋅ 412,4 𝜏= = = 48,98 МПа 𝑊𝐾 8418,5 Материал вала: 40𝑋 Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 35 𝜎𝑇 = 750 МПа, 𝜏Т = 450 МПа 𝑆𝑇𝜎 = 𝑆𝑇 = 750 450 = 6,6; 𝑆𝑇𝜏 = = 9,2 113,3 48,98 6,6 ⋅ 9,2 √6, 62 + 9, 22 = 5,4 > [𝑆𝑇 ] Значит, тихоходный вал прочен по статической нагрузке. 6.1.3 Расчет на сопротивление усталости Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S. 𝑆= 𝑆𝜎 𝑆𝜏 √𝑆𝜎2 +𝑆𝜏2 ≥ [𝑆] = 2, где S и S - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям. 𝜎−1𝐷 𝑆𝜎 = ; 𝜎𝑎 𝑆𝜏 = 𝜏−1𝐷 , 𝜏𝑎 + 𝜓𝜏𝐷 𝜏𝑚 где σa = σи и τa − амплитуды напряжений цикла τm − cреднее напряжение цикла ψτD − коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении. 𝜎−1 𝜏−1 𝜎−1𝐷 = ; 𝜏−1𝐷 = , 𝐾𝜎𝐷 𝐾𝜏𝐷 где 𝜎−1 и 𝜏−1 − пределы выносливости гладких образцов K σD и K τD − коэффициенты снижения предела выносливости K σD = ( 𝐾𝜏𝐷 = ( Kσ 1 + − 1)/K V K dσ K Fσ 𝐾𝜏 1 + − 1)/𝐾𝑉 𝐾𝑑𝜏 𝐾𝐹𝜏 Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 36 𝜓𝜏 𝐾𝜏𝐷 𝜓𝜏𝐷 = Сечение 2: Концентратор напряжения – проточка. 𝐾𝜎 𝐾𝜏 = 2, = 1,7 𝐾𝑑𝜎 𝐾𝑑𝜏 𝐾𝐹𝜎 = 1,05, 𝐾𝐹𝜏 = 1,05 𝐾𝑉 = 1,6 1 −1 1,05 2+ 𝐾𝜎𝐷 = 1,6 1,7+ 𝐾𝜏𝐷 = 1 −1 1,05 1,6 380 𝜎−1𝐷 = 1,22 𝜏−1𝐷 = 1,03 𝜓𝜏𝐷 = 𝑆𝜎 = 𝑆𝜏 = 𝑆= 230 0,05 1,03 𝜎−1𝐷 𝑀/𝑊 = 1,22 = 1,03 = 311,5 МПа = 223,3 МПа = 0,048 = 311,5 215,5⋅103 /4209,2 = 6,1 𝜏−1𝐷 = 𝑀𝐾 /2 ⋅ 𝑊𝐾 + 𝜓𝜏𝐷 ⋅ 𝑀𝐾 /2 ⋅ 𝑊𝐾 6,1 ⋅ 17,4 √6, 12 + 17, 42 223,3 = 17,4 206,2 ⋅ 103 1,048 ⋅ 2 ⋅ 8418,5 = 5,7 ≥ [𝑆] = 2 Тихоходный вал прочен, т.к. расчетный коэффициент запаса прочности выше, чем допускаемый [S]=1,5-2,5. Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 37 6.2 Расчет быстроходного вала 𝑙1 = 25мм 𝐿 = 61мм 𝑙𝐾 = 72мм МХ = 60,4Н ⋅ м МУ = 30,5Н ⋅ м МКР = 57,6Н ⋅ м 6.2.2 Расчет на статическую прочность Сечение A: 𝜋 ⋅ 𝑑 3 𝜋 ⋅ 253 𝑊= = = 1533,9 мм3 32 32 𝜋 ⋅ 𝑑 3 𝜋 ⋅ 253 𝑊𝐾 = = = 3067,9 мм3 16 16 𝑀𝑀𝐴𝑋 = 𝐾П ⋅ (√𝑀𝑋2 + 𝑀𝑌2 + 𝑀𝐾 ) = 2,2 ⋅ (√60, 42 + 30, 52 ) = 2,2 ⋅ 67,66 = 148,9 Н ⋅ м 𝑀𝐾𝑀𝐴𝑋 = 𝐾П ⋅ 𝑀𝐾Р = 2,2 ⋅ 57,6 = 126,7 Н ⋅ м 103 ⋅ 𝑀𝑀𝐴𝑋 𝐹𝐴 103 ⋅ 148,9 2011,6 𝜎= + = + = 101,2 МПа 𝑊 𝐴 1533,9 𝜋 ⋅ 252 ⋅ 0,25 103 ⋅ 𝑀𝐾𝑀𝐴𝑋 103 ⋅ 126,7 𝜏= = = 41,3 МПа 𝑊𝐾 3067,9 Материал вала: 40𝑋 𝜎𝑇 = 750 МПа, 𝜏Т = 450 МПа 𝑆𝑇𝜎 = 𝑆𝑇 = 750 450 = 7,4, 𝑆𝑇𝜏 = = 10,9 101,2 41,3 7,4 ⋅ 10,9 √7, 42 + 10, 92 = 6,1 > [𝑆𝑇 ] Значит, быстроходный вал прочен по статической нагрузке. Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 38 6.3 Расчет приводного вала на статическую прочность 𝑙1 = 370мм 𝐿 = 740мм 𝑙𝐾 = 150мм МК = 538,5Н ⋅ м МКР = 421,9Н ⋅ м 6.3.2 Расчет на статическую прочность Сечение 2: 𝜋 ⋅ 𝑑 3 𝜋 ⋅ 503 𝑊= = = 12271,8 мм3 32 32 𝜋 ⋅ 𝑑 3 𝜋 ⋅ 503 𝑊𝐾 = = = 24543,7 мм3 16 16 𝑀𝑀𝐴𝑋 = 𝐾П ⋅ (𝑀 + 𝑀𝐾 ) = 2,2 ⋅ (538,5) = 1184,7Н ⋅ м 𝑀𝐾𝑀𝐴𝑋 = 𝐾П ⋅ 𝑀𝐾 = 2,2 ⋅ 421,9 = 928,2 Н ⋅ м 103 ⋅ 𝑀𝑀𝐴𝑋 103 ⋅ 1184,7 𝜎= = = 96,5 МПа 𝑊 12271,8 103 ⋅ 𝑀𝐾𝑀𝐴𝑋 103 ⋅ 928,2 𝜏= = = 37,8 МПа 𝑊𝐾 24543,7 Материал вала: 40𝑋 𝜎𝑇 = 750 МПа, 𝜏Т = 450 МПа 𝑆𝑇𝜎 = 𝑆𝑇 = 750 450 = 7,8; 𝑆𝑇𝜏 = = 11,9 96,5 37,8 7,8 ⋅ 11,9 √7, 82 + 11, 92 = 6,5 > [𝑆𝑇 ] Значит, быстроходный вал прочен по статической нагрузке Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 39 7. Расчет соединений 7.1 Шпоночные соединения Шпоночные соединения применяются для передачи вращательного момента с колеса на вал. Чаще всего применяются призматические и сегментные шпонки. Во всех шпоночных соединениях при проектировании в данном случае использовались призматические шпонки, т.к. диаметры валов малы, и использование сегментных шпонок не допустимо из-за глубоких пазов для них. Рассчитываются шпоночные из условия прочности шпонки на смятие. 7.1.1 Шпонка на тихоходном валу 𝑑 = 38мм Т = 206,3Н ⋅ м Для 𝑑 = 38мм, b=10 мм, h=8 мм, L=32 мм Для стальной неподвижной шпонки принимаем [𝜎см ] = 150МПа 𝑘 = 0,43 ⋅ ℎ = 0,43 ⋅ 8 = 3,44 𝑙раб = 𝐿 − 𝑏 = 32 − 8 = 24мм 𝜎см = 2⋅𝑇⋅103 𝑑⋅𝑘⋅𝑙раб = 2⋅206,3⋅103 38⋅3,44⋅24 = 131,52 ≤ [𝜎см ] = 150МПа ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Разраб. Сорокин С.Ю. Провер. Корлюга К.В. Н. Контр. Утверд. Подпись Дата Лит. Расчет соединений Лист Листов 40 2 РФ19ВР62ТМ1 7.1.2 Шпонка на быстроходном валу 𝑑 = 20мм Т = 60Н ⋅ м Для 𝑑 = 20мм: b=6 мм, h=6 мм, L=25 мм Для стальной неподвижной шпонки принимается [𝜎см ] = 150МПа 𝑘 = 0,43 ⋅ ℎ = 0,43 ⋅ 6 = 2,58 𝑙раб = 𝐿 − 𝑏 = 25 − 6 = 19мм 𝜎см = 2⋅𝑇⋅103 𝑑⋅𝑘⋅𝑙раб = 2⋅60⋅103 20⋅2,58⋅14 = 122,3 ≤ [𝜎см ] = 150Мпа 7.2 Шлицевые соединения Шлицевые соединения выходят из строя вследствие повреждения рабочих поверхностей: изнашивания, смятия, заедания. Основной расчет выполняют по критерию смятия для большинства соединений. Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 41 8. Выбор и расчет упругой муфты По атласу деталей машин] определяем муфту упругую втулочнопальцевую. Пальцы и кольца берут стандартными, размещая их так, чтобы выполнялось условие 𝑧 ⋅ 𝑑0 ≤ 2,8 ⋅ 𝐷0 , где 𝑑0 - диаметр отверстия под упругий элемент, 𝐷0 - диаметр расположения пальцев. 𝑧≤ 2,8 ⋅ 𝐷0 2,8 ⋅ 70 = = 9,8 𝑑0 20 Примем z=6. Упругие элементы проверяют на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами: 𝜎см 2⋅Т 2 ⋅ 60 ⋅ 103 = = = 1,9 МПа ≤ [𝜎]см = 2 МПа 𝑧 ⋅ 𝐷0 ⋅ 𝑑П ⋅ 𝑙 6 ⋅ 70 ⋅ 10 ⋅ 15 где [𝜎]см = 2 МПа ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Разраб. Сорокин С.Ю. Провер. Корлюга К.В. Н. Контр. Утверд. Подпись Дата Лит. Выбор и расчет упругой муфты Лист Листов 42 1 РФ19ВР62ТМ1 9. Выбор смазочных материалов Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Принцип назначения сорта масла, следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Контактные напряжения (из распечатки): 𝜎𝐻 = 569,2 МПа И для тихоходной, и для быстроходной ступеней контактные напряжения меньше 600 Мпа. Частота вращения тихоходного вала nÒ = 268,9 îá ìèí . Круговая частота и окружная скорость: 𝜔= 𝜋 ⋅ 𝑛Т 3,14 ⋅ 268,9 рад = = 28,1 30 30 с 𝑣=𝜔⋅ 𝑑Т 190 ⋅ 10−3 м = 28,1 ⋅ = 2,7 2 2 с ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Разраб. Сорокин С.Ю. Провер. Корлюга К.В. Н. Контр. Утверд. Подпись Дата Лит. Выбор смазочных материалов Лист Листов 43 2 РФ19ВР62ТМ1 Выбирается кинематическая вязкость масла 28мм2 /с. Выбирается марка масла И-Г-А-46. И – индустриальное Г – для гидравлических систем А – масло без присадок 46 – класс кинематической вязкости Подшипники смазываем тем же маслом. Так как имеем картерную систему смазывания, то они смазываются разбрызгиванием. Лист ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 44 10. Список использованной литературы 1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М., Высшая школа, 1985. 2. Ряховский О.А. Детали машин. М., МГТУ, 2004. 3. Атлас по деталям машин. Под ред. Решетова Д.Н. М., Машиностроение, 1992. ДМ.01.11.02.00 Изм. Лист № докум. Разраб. Сорокин С.Ю. Провер. Корлюга К.В. Н. Контр. Утверд. Подпись Дата Лит. Список использованной литературы Лист Листов 45 1 РФ19ВР62ТМ1