Расчет мощности привода

Мощность потребителя -𝑁п = 7,5 кВтЧастота вращения быстроходного вала - nб =1100 об/мин.Передаточное отношение редуктора - i =20КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Расчет мощности приводаЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.11ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Содержание ЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.11ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв1.РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ПРИВОДА.КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Расчет мощности приводаЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.11ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Содержание ЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.11ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвРасчет потребной мощности привода вычисляется по формуле: 𝑁п = 7,5 кВт – мощность на ведомом валу; 𝜂общ – общий коэффициент полезного действия редуктора: ηр=ηмпn∙ηподшk∙ηэд𝜂мп = 0,97 – коэффициент полезного действия механической передачи (согласно рекомендациям 0,95…0,97, [1], стр.9);𝑛 = 2 – количество механических передач; 𝜂подш = 0,98 – коэффициент полезного действия пары подшипников (согласно рекомендациям 0,96…0,98, [1], стр.9); 𝑘 = 3 – число пар подшипников качения передачи; ηэд=0,9-коэффициент полезного действия электродвигателя ([1], стр.9);ηобщ=0,972∙0,983∙0,9=0,8N≥Nпηобщ=7,50,80≥9,375кВВ соответствии с вычисленной потребной мощностью Nдв , для привода редуктора я выбираю асинхронный электродвигатель А02-61-6 мощность Nэд=10 кВт и nоб=970 об/мин.КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.РАЗБИВКА ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ РЕДУКТОРА ПО СТУПЕНЯМ ЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.11ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв2.РАЗБИВКА ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ РЕДУКТОРА ПО СТУПЕНЯМ.КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.РАЗБИВКА ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ РЕДУКТОРА ПО СТУПЕНЯМ ЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.11ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвПередаточное отношение двухступенчатого косозубого редуктора равно произведению передаточных отношений первой и второй ступеней редуктора:i=i1∙i2.Предполагаемое ориентировочное значение передаточного отношения первой ступени (i1) определяется по формуле:i1=3i2ψa1ψa2-0,01…0,02i ,где ψa1ψa2=0,625 -отношение коэффициентов ширины венцов зубчатых колес к межосевому расстоянию(принято согласно рекомендациям).i1=3i2ψa1ψa2-0,01…0,02i=3202∙0,625-0,02∙20=5,9Округляем i1 до стандартного значения i1=6,3.Тогда, предполагаемое передаточное отношение второй ступени редуктора:i2=ii1=206,3=3,2КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.РАСЧЕТ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.17ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв3.РАСЧЕТ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.РАСЧЕТ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.17ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвВыбираем материал шестерни и колеса: марка стали одинакова для колеса и шестерни:  40Х. Т. о. колеса — улучшение, твердость 235...262 НВ. Т. о. шестерни — улучшение, твердость 269...302 НВОпределяем механические характеристики материала шестерни и колеса: Маркаσu, МПаσy, МПаσ-1, МПаНВКолесоСталь 40Х790640375235...262 ШестерняСталь 40Х900750410269...302 Определяем мощность на валах редуктора:N Iв = Nэд· ηэд ·ηподш=10·0,9·0,98=8,82кВтN IIв= NIв·ηмп∙ ηподш=8,82·0,97·0,98=8,38 кВтN IIIв= NIIв·ηмп∙ηподш=8,38·0,97·0,98=7,96 кВт4. Определяем частоту вращения валов редуктора: а) частота вращения быстроходного (ведущего) вала n1n1 = nэд=970 об/минб) частота вращения тихоходного (ведомого) вала n2n2=n1i1=9706,3=154 об/минНаходим допускаемые контактные напряжения материала колеса [𝜎]𝐻, МПа (расчет по контактным напряжениям выполняется только для колеса, так как его материал менее прочен, чем материал шестерни): HB=235+2622=248σH=1,8∙HB+67=1,8∙248+67=514 МПа Выберем коэффициент ширины венца колеса первой ступени. Для косозубых передач рекомендуется Ψ𝑎 = 0,25 … 0,315. Принимаем Ψ𝑎1 = 0,315.Выбираем предварительно коэффициент нагрузки 𝐾. При несимметричном или консольном расположении зубчатых колес 𝐾 ≈ 1,3. Определяем крутящий момент на ведомом валу рассчитываемой ступени:T2=9,55N2n2=9,55·8,38 154=0,52 кН·м Расчетный крутящий момент определяемый по формуле:T2расч=K∙T2=1,3·0,52=0,68 кН·мКП.351.19033036.ПЗ.Лист3Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.353.1903307.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаВычисляем предварительное значение межосевого расстояния рассчитываемой ступени 𝑎𝑤1, мм:КП.351.19033036.ПЗ.Лист3Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.353.1903307.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаaw1=Kai+13T2расч∙106ψa∙i12∙σH2=43,06,3+130,68∙1060,315∙6,32∙5142=185,3 мм.где 𝐾𝑎 = 43 – коэффициент межосевого расстояния для косозубых и шевронных передач; [𝜎]𝐻 =514 МПа – допускаемые контактные напряжения; Межосевое расстояние принимаем равным ближайшему большему из ряда нормальных линейных размеров. Принимаем 𝑎𝑤1 (по ГОСТ 2185-66) = 200 мм. Определяем ширину венцов зубчатых колес 𝑏, мм: b=ψa1∙aw1=0,315∙200=63 мм. По ГОСТ 6636-69 принимаем b=63 мм.Определяем нормальный модуль зубьев 𝑚𝑛, мм: mn=0,01…0,02∙aw1=0,01∙20=2По ГОСТ 9563-60 принимаем ближайшее стандартное значение модуля 𝑚𝑛 = 2Выбираем угол наклона линии зуба для косозубых колес. Согласно рекомендациям 𝛽 = 8 … 15°, поэтому принимаем: 𝛽1 = 10°. Определяем числа зубьев шестерни и колеса, принимая ближайшие целые значения: Суммарное число зубьев: zc=z1+z2=2aw1mncosβ=2∙2002cos10°=196Число зубьев шестерни: z1=zci1+1=1966,3+1=27Число зубьев колеса: z2=zc-z1=196-26,85=169Определяем уточненное значение передаточного числа рассчитываемой ступени:i1=z2z1=16927=6,3Определяем уточненное значение угла наклона линии зуба: cosβ=zc∙mn2aw=196∙22∙200=0,985 β1=arccos0,985=10∘КП.351.19033036.ПЗ.Лист3Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.353.1903307.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.351.19033036.ПЗ.Лист3Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.353.1903307.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаОпределяем диаметры делительных окружностей 𝑑1 и 𝑑2, мм: d1=z1∙mncosβ=27∙20,985=54,8 ммd2=z2∙mncosβ=169∙20,985=343,2 ммВычисляем уточненное значение межосевого расстояния 𝑎𝑤1, мм по формуле: aw=d1+d22=54,8+343,32=199 ммУточненное значение межосевого расстояния принимаем равным ближайшему большему из ряда нормальных линейных размеров. Принимаем 𝑎𝑤 (по ГОСТ 2185-66) = 200 мм. После корректировки межосевого расстояния требуется уточнить значения диаметров делительных окружностей: d2=2aw∙ui1+1=2∙200∙6,36,3+1=345,2 ммd1=d2i1=345 6,3=54,8 ммУточняем ширину венцов зубчатых колес 𝑏, мм: b=ψa∙aw=0,315∙200=63 ммПо ГОСТу 6636-69 принимаем b=63 мм.Находим вспомогательные величины, необходимые для определения коэффициента нагрузки: Отношение: bd1=6354,8=1,14Вспомогательный коэффициент 𝜃 (по таблице) при несимметричном расположении зубчатых колес и bd1=1,04, принимаем 𝜃=1,4 ([1], табл. 5).Вспомогательный коэффициент φ=1 – при постоянной нагрузке, φ=0,6 – при незначительных колебаниях нагрузки; φ= (0,25…0,3) – при значительных колебаниях нагрузки. Принимаем φ=0,6 ([1], стр. 15).Определяем (по таблице) уточненное значение коэффициента концентрации нагрузки ([1], табл. 6):При твердости поверхности зубьев <350 HB, и степени точности 7 следует принять:Кконц=θ1-φ+φ=1,41-0,6+0,6=1,16Определяем окружную скорость на быстроходном валу рассчитываемой ступени 𝑣, м/с:v=π∙d1∙n1∙10-360=3,14∙54,8∙970∙10-360=2,78 м/сУстанавливаем (по таблице) уточненное значение динамического коэффициента: КП.351.19033036.ПЗ.Лист4Изм.Лист№ докумПодписьДата При окружной скорости ν=3…8 м/с следует принимать 1, табл. 7:КП.351.19033036.ПЗ.Лист4Изм.Лист№ докумПодписьДатаKдин=1,0КП.351.19033036.ПЗ.Лист5Изм.Лист№ докумПодписьДата77Определяем уточненное значение коэффициента нагрузки: КП.351.19033036.ПЗ.Лист5Изм.Лист№ докумПодписьДата77К=Кконц∙Кдин=1,16∙1,0=1,16Выполняем проверочный расчет на контактную прочность по уточненным значениям: Частоты вращения ведомого вала рассчитываемой ступени 𝑛2, об/мин: n2=n1i1=9706,3=154 об/минНоминальным и расчетным моментам ведущего и ведомого валов рассчитываемой ступени согласно уточнённым данным:T1=9,55N1n1=9,55∙8,82 970=0,087 кН∙мT1расч=K∙T1=1,16∙0,087=0,1 кН∙мT2=9,55N2n2=9,55∙8,38154=0,52 кН∙мT2расч=1,16∙0,52=0,6 кН∙мКонтактным напряжениям 𝜎𝐻, МПа: σн=282i1⋅aw1T2расч(u1+1)3⋅106b≤1,05⋅[σ]нσH=2826,3∙2000,6∙6,3+13∙10663≤1,05∙514σH=430,8≤1,05∙514=540Условие выполняеться.Расчитываем эквивалентные числа зубьев фиктивных прямозубых колес: Шестерни: z1экв=z1cos3β=270,9853=28 Колеса: z2экв=z2cos3β=1690,9853=177 По эквивалентным числам зубьев определяем коэффициенты формы зубьев 𝑦1 и 𝑦2 ([1], табл. 8)y1=0,416-шестерни;y2=0,487-колеса.КП.351.19033036.ПЗ.Лист6Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.351.19033036.ПЗ.Лист6Изм.Лист№ докумПодписьДатаОпределяем окружные усилия в зацеплении 𝐹𝑡𝑗 и 𝐹𝑡𝑗расч, Н: Номинальные: Ft1=2T1расч∙106d1=2∙0,087∙10654,8=3175 НFt2=2T2расч∙106d2=2∙0,60 ∙106345,2=3476 НРасчетные: Ft1расч=K∙Ft1=1,16∙3175 =3683 НFt2расч=K∙Ft2=1,16∙3476=4032 НОпределяем допускаемые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса [𝜎]и𝑗, МПа, по формуле: σиj=kПИσ-1jn∙kσ, 𝑘ПИ = 1,4 – коэффициент, учитывающий повышение прочности на изгиб косых зубьев по сравнению с прямыми; [𝜎−1𝑗] – предел выносливости материала шестерни и колеса, МПа; [𝑛] = 1,5 … 1,9 – требуемый коэффициент запаса (принимаем [𝑛] = 1,8); 𝑘𝜎 = 1,6 … 1,8 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (принимаем 𝑘𝜎 = 1,8). σи1=kПИσ-11n∙kσ=1,44101,8∙1,8=177 МПаσи2=kПИσ-12n∙kσ=1,43751,8∙1,8=162 МПаВыполняем проверку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба 𝜎и𝑗, МПа: σuj=Ftjрасчy⋅b⋅mn≤[σ]njДля шестерни: σu1=Ft1расчybmn=36830,416∙63∙2=70≤177 МПаДля колеса:σu2=Ft2расчybmn=40320,487∙63∙2=66≤162 МПаОпределяем диаметры окружностей шестерни и колеса: Вершин зубьев шестерни: da1=d1+2mn=54,8+2∙2=58,8 мм.Вершин зубьев колеса: da2=d2+2mn=345,2+2∙2=349,2 мм.Впадин зубьев шестерни: dj1=d1-2,5mn=54,8-2,5∙2=49,8 мм.Впадин зубьев колеса:dj2=d2-2,5mn=345,2-2,5∙2=300,2 мм.КП.351.19033036.ПЗ.Лист7Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.351.19033036.ПЗ.Лист7Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.РАСЧЕТ ВТОРОЙ СТУПЕНИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.16ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв4.РАСЧЕТ ВТОРОЙ СТУПЕНИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.РАСЧЕТ ВТОРОЙ СТУПЕНИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.16ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвВыбираем материал шестерни и колеса: марка стали одинакова для колеса и шестерни:  40Х. Т. о. колеса — улучшение, твердость 235...262 НВ. Т. о. шестерни — улучшение, твердость 269...302 НВОпределяем механические характеристики материала шестерни и колеса: Маркаσu, МПаσy, МПаσ-1, МПаНВКолесоСталь 40Х790640375235...262 ШестерняСталь 40Х900750410269...302 Уточняем передаточное отношение второй ступени по фактическому значению передаточного отношения первой ступени: i2=ii1=206,3=3,2Уточненное значение скорости вращения тихоходного вала первой ступени: n2=154 мин−1 Скорость вращения тихоходного вала второй ступени:n3=n2i2=154 3,2=48,1мин-1 Находим допускаемые контактные напряжения материала колеса [𝜎]𝐻, МПа (расчет по контактным напряжениям выполняется только для колеса, так как его материал менее прочен, чем материал шестерни): σH=1,8∙HB+67=1,8∙248+67=514 МПаКоэффициент ширины венца колеса второй ступени:ψa2=Ψa10,625=0,3150,625=0,504Выбираем предварительно коэффициент нагрузки 𝐾. При несимметричном или консольном расположении зубчатых колес 𝐾 ≈ 1,5. Определяем крутящий момент на ведомом валу рассчитываемой ступени:T3=9,55N3n3=9,55·7,9648,1=1,58 кН·мРасчетный крутящий момент определяемый по формуле: T3расч=K∙T3=1,5·1,58=2,37 кН·мКП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДата7Вычисляем предварительное значение межосевого расстояния рассчитываемой ступени 𝑎𝑤2, мм: КП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДата7aw2=Kai2+1∙3T3расч∙106ψa∙i22∙σH2=43,03,2+1∙32,37 ∙1060,504∙3,22∙5142=217 мм Принимаем 𝑎𝑤2 (по ГОСТ 2185-66) = 225 мм. Определяем ширину венцов зубчатых колес 𝑏, мм: b=ψa2∙aw2=0,504∙225=113,4 мм.По ГОСТу 6636-69 принимаем b=120 мм.Определяем нормальный модуль зубьев 𝑚𝑛, мм: mn=0,01…0,02∙aw2=0,01∙225=2,5По ГОСТ 9563-60 принимаем ближайшее стандартное значение модуля 𝑚𝑛2 = 2,5 мм. Выбираем угол наклона линии зуба для косозубых колес. Согласно рекомендациям 𝛽 = 8 … 15°, поэтому принимаем: 𝛽2 = 10°. Определяем числа зубьев шестерни и колеса, принимая ближайшие целые значения: Суммарное число зубьев: zc=z1+z2=2aw2mncosβ=2∙2252,5cos10°=177Число зубьев шестерни: z1=zci2+1=1773,2+1=42Число зубьев колеса: z2=zc-z1=177-42=135Определяем уточненное значение передаточного числа рассчитываемой ступени:i2=z2z1=13542=3,2Определяем уточненное значение угла наклона линии зуба: cosβ=zc∙mn2aw=177∙2,52∙225=0,985 β=arccos0,985=10°КП.351.19033036.ПЗ.Лист3Изм.Лист№ докумПодписьДатаОпределяем диаметры делительных окружностей 𝑑1 и 𝑑2, мм: КП.351.19033036.ПЗ.Лист3Изм.Лист№ докумПодписьДатаd1=z1∙mncosβ=42∙2,50,985=106,6 ммd2=z2∙mncosβ=135∙2,50,985=342,6 ммВычисляем уточненное значение межосевого расстояния 𝑎𝑤2, мм по формуле: aw=d1+d22=106,6 +342,62=224,6 ммУточненное значение межосевого расстояния принимаем равным ближайшему большему из ряда нормальных линейных размеров. Принимаем 𝑎𝑤2 (по ГОСТ 2185-66) = 225 мм. После корректировки межосевого расстояния требуется уточнить значения диаметров делительных окружностей: d2=2aw∙uu+1=2∙225∙3,23,2+1=342,8 ммd1=d2u=342,83,2=107,2 ммУточняем ширину венцов зубчатых колес 𝑏, мм: b=ψa∙aw=0,504∙225=113,4 ммПо ГОСТу 6636-69 принимаем b=120 мм.Находим вспомогательные величины, необходимые для определения коэффициента нагрузки: Отношение: bd1=120107,2=1,2Вспомогательный коэффициент 𝜃 (по таблице) при несимметричном расположенКП.351.19033036.ПЗ.Лист4Изм.Лист№ докумПодписьДата7ии зубчатых колес и отношении b/d1=1,15 принимаем 𝜃=1,4 ([1], табл. 5);КП.351.19033036.ПЗ.Лист4Изм.Лист№ докумПодписьДата7Вспомогательный коэффициент φ=1 – при постоянной нагрузке, φ=0,6 – при незначительных колебаниях нагрузки; φ= (0,25…0,3) – при значительных колебаниях нагрузки. Принимаем φ=0,6 ([1], стр. 15).Определяем (по таблице) уточненное значение коэффициента концентрации нагрузки ([1], табл. 6): При твердости поверхности зубьев <350 HB и степени точности 7 следует принять:Кконц=θ1-φ+φ=1,41-0,6+0,6=1,16Определяем окружную скорость на быстроходном валу рассчитываемой ступени 𝑣, м/с:ν=π⋅d1⋅n2⋅10-360=3,14⋅107,2⋅154⋅10-360=0,86 мс Устанавливаем (по таблице) уточненное значение динамического коэффициента: При окружной скорости ν<3мс, следует принимать ([1], табл. 7):Kдин=1,0Определяем уточненное значение коэффициента нагрузки: К=Кконц∙Кдин=1,16∙1=1,16Выполняем проверочный расчет на контактную прочность по уточненным значениям: Частоты вращения ведомого вала рассчитываемой ступени 𝑛3, об/мин: n3=n2u=1543,2=48,1 об/минНоминальным и расчетным моментам ведущего и ведомого валов рассчитываемой ступени согласно уточнённым данным:T2=9,55N2n2=9,55∙8,38154=0,52 кН∙мT2расч=K∙T2=1,16∙0,52=0,6 кН∙мT3=9,55N3n3=9,55∙ 7,9648,1=1,58 кН∙мT3расч=1,16∙1,58=1,83 кН∙мКонтактным напряжениям 𝜎𝐻, МПа: σн=282u2⋅aw2T3расч(u2+1)3⋅106b≤1,05⋅[σ]нσH=2823,2∙2251,833,2+13∙106120≤1,05∙514σH=276,8≤[σ]н= 545Условие выполняется.Расчитываем эквивалентные числа зубьев фиктивных прямозубых колес: Шестерни: z1экв=z1cos3β=420,9853=44 Колеса: z2экв=z2cos3β=1350,9853=141По эквивалентным числам зубьев (по таблице) определяем коэффициенты формы зубьев 𝑦1 и 𝑦2 ([1], табл. 8):y1=0,449-шестерни;y2=0,487-колеса.Определяем окружные усилия в зацеплении 𝐹𝑡𝑗 и 𝐹𝑡𝑗расч, Н: Номинальные:Ft3=2T2∙106d1=2∙0,52 ∙106107,2=9701 НFt4=2T3∙106d2=2∙1,58∙106342,8=9218 НРасчетные: Ft3расч=K∙Ft3=1,16∙9701 =11253 Н Ft4расч=K∙Ft4=1,16∙9218 =10692 НКП.351.19033036.ПЗ.Лист5Изм.Лист№ докумПодписьДатаОпределяем допускаемые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса [𝜎]и𝑗, МПа, по формуле: КП.351.19033036.ПЗ.Лист5Изм.Лист№ докумПодписьДатаσиj=kПИσ-1jn∙kσ,𝑘ПИ = 1,4 – коэффициент, учитывающий повышение прочности на изгиб косых зубьев по сравнению с прямыми; [𝜎−1𝑗] – предел выносливости материала шестерни и колеса, МПа; [𝑛] = 1,5 … 1,9 – требуемый коэффициент запаса (принимаем [𝑛] = 1,9); 𝑘𝜎 = 1,6 … 1,8 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (принимаем 𝑘𝜎 = 1,8). σи1=kПИσ-11n∙kσ=1,44101,9∙1,8=168 МПаσи2=kПИσ-12n∙kσ=1,43751,9∙1,8=154 МПаВыполняем проверку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба 𝜎и𝑗, МПа: σuj=Ftjрасчy⋅b⋅mn≤[σ]njДля шестерни: σu1=Ft3расчybmn=112530,449∙120 ∙2,5=84≤168 МПаДля колеса:σu2=Ft4расчybmn=106920,487∙120∙2,5=73≤154 МПаУсловия прочности для шестерни и зубчатого колеса выполняются.Определяем диаметры окружностей шестерни и колеса: Вершин зубьев шестерни: da1=d1+2mn=107,2+2∙2,5=112,2мм.Вершин зубьев колеса:da2=d2+2mn=342,8+2∙2,5=347,8мм.Впадин зубьев шестерни: dj1=d1-2,5mn=107,2-2,5∙2,5=100,95 мм.Впадин зубьев колеса: dj2=d2-2,5mn=342,8-2,5∙2,5=336,55 мм.Определяем фактическое значение передаточного отношения редуктора:i=i1∙i2=6,3∙3,2=20,1где - i1 и i2 уточненные значения передаточных отношений.КП.351.19033036.ПЗ.Лист6Изм.Лист№ докумПодписьДата16КП.351.19033036.ПЗ.Лист6Изм.Лист№ докумПодписьДата16КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв5.ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвРасчет ведется по уточненным данным (частота вращения 𝑛 (мин−1), крутящий момент 𝑇 (кН ∙ м), мощность 𝑁 (кВт) считаем неизменной). Определение диаметра цапф быстроходного вала первой ступени 𝑑в1, мм: Скорость вращения вала: n1=970 мин-1Крутящий момент: T1=9,55N1n1=9,55∙8,82970=0,087 кН∙мРасчетный крутящий момент:T1расч=K∙T1=1,16∙0,087=0,1кН∙м.Допускаемое напряжение кручения в соотвествии с рекомендациями: [τ]кр=25 МПа.di=3Tiрасч⋅1060,2⋅[τ]крdв1=30,1 ⋅1060,2⋅25=27,1 мм.Принимаем dв1=35мм по ГОСТ 6636-69.Определение диаметра цапф промежуточного вала 𝑑в2, мм: Скорость вращения вала: n2=154 мин-1Крутящий момент T2=9,55N2n2=9,55∙8,38 154=0,52 кН∙мРасчетный крутящий момент: T2расч=K∙T2=1,16∙0,52=0,6 кН∙мДопускаемое напряжение кручения: [τ]кр=20 МПа.dв2=3T2расч⋅1060,2⋅[τ]кр=30,6⋅1060,2⋅20=53,1 мм.КП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаПринимаем dв2=55 мм. по ГОСТ 6636-69.КП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаОпределение диаметра цапф тихоходного вала 𝑑в3, мм: Скорость вращения вала: n3=48,1 об/минКрутящий момент: T3=9,55N3n3=9,55∙ 7,9648,1=1,58 кН∙мРасчетный крутящий момент: T3расч=1,16∙1,58=1,83 кН∙мДопускаемое напряжение кручения: [τ]кр=25 Мпаdв3=3T3расч⋅1060,2⋅[τ]кр=31,83 ⋅1060,2⋅25=71,5 мм.Принимаем dв3=75 мм. по ГОСТ 6636-69. Рассчитанные диаметры принимаются в качестве диаметров цапф валов редуктора.КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.11ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв6.ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.11ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвВ косозубых редукторах на опоры всегда действует осевая нагрузка, возрастающая с увеличением угла наклона зубьев. Если угол наклона 𝛽 ≤ 9°, то можно устанавливать радиальные шарикоподшипники, а при 𝛽 > 9° – радиально-упорные (шариковые или роликовые). По диаметрам цапф, определенных на ориентировочном этапе расчета, из каталога подшипников качения предварительно подберем подшипники: По ГОСТ 631-75 радиально-упорные подшипники. № вала № подш. d, мм D, мм B, мм r, мм C, НC0, Н1 362063572171,5308001780023621155100212,558400342003 36215 75130252,57840053800Все подшипники 36000-подшипники шариковые радиально-упорные однорядные неразъемные со скосом на наружном кольце 36000 - с углом контакта α=12°.КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕСЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв7.ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁСКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕСЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвНа рис.2, показаны конструкции зубчатых колёс. Рис.2 – Конструкции зубчатых колес Размеры зубчатых колёс определяют исходя из выполненных расчетов и конструктивных соображений. Для своего редуктора я выберу конструкцию зубчатых колес по типу ж (рис.2), где lст=b.Зная диаметры валов и ширину венца каждого колеса, проектируют зубчатые колёса редуктора. При проектировании придерживаются следующих правил: 𝑑ст = 1,6 ∙ 𝑑в – диаметр ступицы зубчатого колеса или шестерни; В случае если 1,5 ∙ 𝑑ст ≥ 𝑑а, то шестерня выполняется совместно с валом. На быстроходном валу первой ступени: dст= 1,6 ∙ dв=1,6 ∙ 30=481,5∙dст=1,5∙48=72 ч ≥ dа=59,4 Шестерня выполняется не совместно с валом. Материал вала Сталь 40Х с Т. о. — улучшение, твердость 269...302 НВ.На промежуточном валу для колеса: dст= 1,6 ∙ dв=1,6 ∙ 55=88 мм1,5∙dст=1,5∙88=132≤dа=347,8 ммНа промежуточном валу для шестерни: шестерню выполняем по типу в (рис.2), без ступицы.dст= 1,6 ∙ dв=1,6 ∙ 55=88 мм1,5∙dст=1,5∙88=132 ≥ dа=112,2 мм Промежуточный и тихоходный вал изготовлены из стали 45 с термической обработкой: Нормализация с 850 ºС,отпуск при 550-650ºС. Механическими характеристики: 𝜎𝑢 = 600 МПа, 𝜎𝑦 = 340 МПа, 𝜎−1 = 280 МПа, 𝐻𝐵 = 275, τ-1=170 МПа КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДЛИНЫ ВАЛОВЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв8.ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДЛИНЫ ВАЛОВКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДЛИНЫ ВАЛОВЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвЗазоры ∆ (мм) между ступицами зубчатых колес, между зубчатыми колесами и корпусом: ∆= 1,1 ∙ 𝛿, где 𝛿 – толщина стенки корпуса редуктора, рассчитанная следующим образом: 𝛿 = 0,025 ∙ 𝑎𝑤(т) + 3,где 𝑎𝑤(т) = 355 мм – межосевое расстояние тихоходной ступени редуктора. 𝛿 = 0,025 ∙ 225 + 3 = 8,6 мм. ∆= 1,1 ∙ 8,6 = 9,5 мм.Длину валов определяют на основании компоновочного чертежа редуктора, который выполняется тонкими линиями на миллиметровой бумаге в выбранном масштабе при установленной последовательности операций. С учетом масштаба чертежа расстояния 𝑙1, 𝑙2, 𝑙3 … между центрами зубчатых колес и подшипниками, необходимые для расчетов валов, находятся из рисунка: 9366256985 𝑙1 = 0,5 ∙ 𝐵1 + ∆ + 0,5 ∙ lст1 + 3 = 52 мм.𝑙2 = 0,5 ∙ 𝐵1 + 2 ∙ ∆ + 0,5 ∙ lст1 + 3 + lст2 = 185 мм.𝑙3 = 0,5 ∙ 𝐵2 + ∆ + 0,5 ∙ lст1 + 3 = 55 мм.𝑙4 = 0,5 ∙ lст1 + ∆ + 0,5 ∙ lст2 = 101 мм.𝑙5 = 0,5 ∙ 𝐵2 + ∆ + 0,5 ∙ lст2 + 3 = 83 мм.𝑙6 = 0,5 ∙ 𝐵3 + 2 ∙ ∆ + lст1 + 0,5 ∙ lст2 + 3 = 158 мм.𝑙7 = 0,5 ∙ 𝐵3 + ∆ + 0,5 ∙ lст2 + 3 = 85 мм.КП.351.19033036.ПЗ.Лист23Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.351.19033036.ПЗ.Лист23Изм.Лист№ докумПодписьДата 9.ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Приближенный расчет быстроходного вала первой ступениЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.14ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв9.1.ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА ПЕРВОЙ СТУПЕНИКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Приближенный расчет быстроходного вала первой ступениЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.14ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвДля расчета необходимы следующие данные: Крутящий момент: 𝑇1 = 0,087 кН∙м. Угол зацепления в нормальном сечении принимаем: 𝛼𝑛 = 20°.Угол наклона линии зуба: 𝛽 = 10°. 𝑐𝑜𝑠𝛽 = 0,985. Окружное усилие 𝐹𝑡1 (кН): 𝐹𝑡1 = 3,17 кНРадиальное усилие 𝐹𝑟1 (кН) вычисляем по формуле: Fr1=Ft1⋅tgαncosβ=3,17 ⋅0,3630,985=1,16 кН.Осевое усилие 𝐹𝑎1 (кН): 𝐹𝑎1 = 𝐹𝑡1 ∙ 𝑡𝑔𝛽 = 3,17 ∙ 0,176 = 0,56 кН. Изгибающий момент от осевого усилия 𝑀𝐹𝑎1 (кН ∙ м):MFa1=Fa1⋅dB12=0,56 ⋅0,0032=0,0008 кН∙ м.0,222 кНм0,087 кНм0,128 Нм3,17кН0,0008 кН1,6 кН0,128 Нм0,166 НмRa= 2,47 кНRb= 0,69 кНRb= 0,9 кН0,9 кН0,222 кНм0,087 кНм0,128 Нм3,17кН0,0008 кН1,6 кН0,128 Нм0,166 НмRa= 2,47 кНRb= 0,69 кНRb= 0,9 кН0,9 кНКП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДата КП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаРис.5 – Расчетная схема быстроходного вала для усилий, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях.Определим реакции опор в вертикальной плоскости 𝑅𝑎 и 𝑅𝑏, Н: MАверт=Fr1⋅l1-Rbl1+l2+MFa1=0,Rb=Fr1⋅l1+MFa1(l1+l2)=1,16 ⋅0,052+0,0008(0,052+0,185)=0,257 кН.MBверт=Ral1+l2-Fr1⋅l2=0,Ra=Fr1⋅l2-MFa1(l1+l2)=1,16 ⋅0,185-0,0008 (0,052+0,185)=0,9 кН.M1=M4=0,КП.351.19033036.ПЗ.Лист3Изм.Лист№ докумПодписьДатаM2=Ra⋅l1=0,257 ⋅0,052=0,013 кН⋅м.КП.351.19033036.ПЗ.Лист3Изм.Лист№ докумПодписьДатаM3=Rb⋅l2=0,9⋅0,185=0,166 кН⋅м.Определим реакции опор в горизонтальной плоскости 𝑅𝑎 и 𝑅𝑏, кН: MАгор=Ft⋅l1-Rbl1+l2+MFa1=0,Rb=Ft⋅l1(l1+l2)=3,17 ⋅0,052(0,052+0,185)=0,69 кН.MBгор=Ft⋅l2-Ra⋅l1+l2=0,Ra=Ft⋅l2(l1+l2)=3,17 ⋅0,185(0,052+0,185)=2,47 кН.M1=M4=0,M2=M3=Ra⋅z1,При z1M2=M3=0,При z1=l1=0,052 м :M2=M3=Ra⋅z1=2,47⋅0,052=0,128 кН⋅м.Определим приведенные или эквивалентные моменты Мэкв (кН ∙ м), в местах установки зубчатых колес по четвертой гипотезе прочности: Mэкв=Mизг2+0,75Tк2=Mверт2+Mгор2+0,75Tм2,M2 и Tк – изгибающий и коутящий момент; Mверт и Mгор – изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях.Mэкв=0,1662+0,1282+0,75⋅0,0872=0,222 кН⋅мКП.351.19033036.ПЗ.Лист4Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.351.19033036.ПЗ.Лист4Изм.Лист№ докумПодписьДатаMэкв=222000 Н⋅мм.Определим диаметр вала в месте установки зубчатого колеса 𝑑в1, мм: dВ≥332Mэквπσ-1𝜎−1 = 60 МПа – предел выносливости материала вала (для увеличения жесткости вала принимается пониженное значение предела выносливости: 𝜎−1 = 50 … 60 МПа, [2],табл. 12,8); dВ1=332⋅2220003,14⋅60=33,3 мм.Примем dв1=35мм., так как вал изговтовлен совместно с шестерней.Так как данный вал выполняеться совместно с шестерней, шпоночных соединений в его конструкции нет.Определим моменты сопротивления нетто: а) Осевой 𝑊нетто, мм3: Wнетто=πdв1332,Wнетто=3,14⋅35 332=4207 мм3. б) Полярный Wpнетто, мм3:Wр нетто=πdв1316,Wp нетто=3,14⋅35316=8414 мм3.Определим максимальные напряжения в указанных сечениях: а) Изгиба σmax, МПа:σmax=MизгWнетто, Mизг=Mверт2+Mгор2,σmax=Mверт2+Mгор2Wнетто=49,82 МПа, б) Кручения τmax, МПа:τmax=TкWp нетто=10,33 МПа.КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Приближенный расчет промежуточного валаЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.15ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв9.2.ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛАКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Приближенный расчет промежуточного валаЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.15ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвДля расчета необходимы следующие данные: Крутящий момент: 𝑇2 = 0,52 кН ∙ м.Угол зацепления в нормальном сечении принимаем: 𝛼𝑛 = 20°.Угол наклона линии зуба: 𝛽 = 10°. 𝑐𝑜𝑠𝛽 = 0,985. Окружное усилие 𝐹𝑡1 (кН): 𝐹𝑡2 = 3,49 кН, 𝐹𝑡3 = 9,7 кН. Радиальное усилие 𝐹𝑟1 (кН) вычисляем по формуле: Fr2=Ft2⋅tgαncosβ=3,49 ⋅0,3640,985=1,28 кН,Fr3=Ft3⋅tgαncosβ=9,7⋅0,3640,985=3,6 кН.Осевое усилие 𝐹𝑎1 (кН): 𝐹𝑎2 = 𝐹𝑡2 ∙ 𝑡𝑔𝛽 = 3,49 ∙ 0,730 = 2,55 кН, 𝐹𝑎3 = 𝐹𝑡3 ∙ 𝑡𝑔𝛽 = 9,7 ∙ 0,730 = 7,1 кН. Изгибающий момент от осевого усилия 𝑀𝐹𝑎1 (кН ∙ м):MFa2=Fa2⋅dB22=2,55⋅0,0552=0,07 кН∙ м,MFa3=Fa3⋅dB12=7,1⋅0,0352=0,0124 кН∙ м. 0,73 кНм9.7 кН2.5 кН9.7 кН0.012 кН0.07 кН1,28 кНR b=6.92кНR a=5.33кНR a=0,12кН0,55 кН1,28 кН0,58 кНм0,08 кНм0,004 кНм0,006 кНм9,7 кН2,55 кН0,293 кНм0,574 кНм0,52 кНм КП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДата0,73 кНм9.7 кН2.5 кН9.7 кН0.012 кН0.07 кН1,28 кНR b=6.92кНR a=5.33кНR a=0,12кН0,55 кН1,28 кН0,58 кНм0,08 кНм0,004 кНм0,006 кНм9,7 кН2,55 кН0,293 кНм0,574 кНм0,52 кНмКП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаРис.6 – Расчетная схема промежуточного вала для усилий, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях.Определим реакции опор в вертикальной плоскости 𝑅𝑎 и 𝑅𝑏, кН: MАверт=-Fr2⋅l3+Fr3l3+l4+Rbl3+l4+l5-MFa2+MFa3=0Rb=1,28⋅0,055-3,60,055+0,101-0,07+0,01240,055+0,101+0,083=-0,55 кН.MBверт=Fr2l4+l5-Fr3⋅l5-Ral3+l4+l5-MFa2+MFa3=0Ra=1,28⋅(0,101+0,083)-3,6⋅0,083-0,07+0,01240,055+0,101+0,083=-0,12 кН.M1=M6=0M2=Ra⋅l3=-0,12 ⋅0,055=-0,006кН⋅м.M3=Ra⋅l3-MFa2=-0,12 ⋅0,055-0,07 =-0,08 кН⋅м.M4=Rb⋅l5-MFa3=-0,55⋅0,083-0,0124=-0,058 кН⋅м.M5=Rb⋅l5=-0,55⋅0,083=-0,004 кН⋅м.Определим реакции опор в горизонтальной плоскости 𝑅𝑎 и 𝑅𝑏, кН: MАгор=-Ft2⋅l3-Ft3l3+l4+Rb(l3+l4+l5)=0Rb=2,55⋅0,055+9,70,055+0,101(0,055+0,101+0,083)=6,92 кН.MBгор=Ft3⋅l5+Ft2l4+l5+Ra(l3+l4+l5)=0Ra=9,7⋅0,083+2,550,101+0,083(0,055+0,101+0,083)=5,33 кН.M1=M6=0M2=M3=Ra⋅z2M4=M5=Rb⋅z3КП.351.19033036.ПЗ.Лист3Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.351.19033036.ПЗ.Лист3Изм.Лист№ докумПодписьДатаПри z2=l3=0,055 м , z3=l5=0,083 мM2=M3=Ra⋅l3=5,33⋅0,055=0,293 кН⋅мM4=M5=Rb⋅l5=6,92⋅0,083=0,574 кН⋅мКП.351.19033036.ПЗ.Лист4Изм.Лист№ докумПодписьДатаОпределим приведенные или эквивалентные моменты Мэкв (кН ∙ м), в местах установки зубчатых колес по четвертой гипотезе прочности: КП.351.19033036.ПЗ.Лист4Изм.Лист№ докумПодписьДатаMэкв=Mизг2+0,75Tк2=Mверт2+Mгор2+0,75Tк2Mизг и Tк – изгибающий и крутящий моменты; Mверт и Mгор – изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях.Mэкв3=0,0582+0,574 2+0,75⋅0,52 2=0,73 кН⋅м.Mэкв=73000 Н⋅ммОпределим диаметр вала в месте установки зубчатого колеса 𝑑в1, мм: dВ≥332Mэквπσ-1𝜎−1 = 60 МПа – предел выносливости материала вала (для увеличения жесткости вала принимается пониженное значение предела выносливости: 𝜎−1 = 50 … 60 МПа) [2],табл. 12,8); dВ2=332⋅730003,14⋅60=23,14 ммПо ГОСТ 6636-69 примем 𝑑в2 = 55 мм; По ГОСТ 8788-68 выбираем размеры сечений шпонок и пазов валов: диаметр вала 𝑑в2 = 55 мм; сечения шпонки: ширина 𝑠 = 16 мм, высота ℎ = 10 мм; глубина паза: вала 𝑡 = 6 мм, втулки 𝑡1 = 4,3; Определим моменты сопротивления нетто (с учетом ослабления сечения вала шпоночными пазами) валов в местах установки зубчатых колес: а) Осевой 𝑊нетто, мм3: Wнетто=πdв2332-st(dв2-t)22dв2,Wнетто=3,14⋅55332-16⋅6⋅(55-6)22⋅55=14230 мм3. б) Полярный Wpнетто, мм3:Wр нетто=πdв2316-st(dв2-t)22dв2,Wp нетто=3,14⋅55316-16⋅6⋅(55-6)22⋅55=30555 мм3.Определим максимальные напряжения в указанных сечениях: а) Изгиба σmax, МПа:σmax=MизгWнетто,Mизг=Mверт2+Mгор2,КП.351.19033036.ПЗ.Лист5Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.351.19033036.ПЗ.Лист5Изм.Лист№ докумПодписьДатаσmax=Mверт2+Mгор2Wнетто=40,54 МПа. б) Кручения τmax, МПа:τmax=TкWp нетто=17,01 МПа.9.3.ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА ВТОРОЙ СТУПЕНИДля расчета необходимы следующие данные: Крутящий момент: 𝑇3 = 1,58 кН ∙ м.Угол зацепления в нормальном сечении принимаем: 𝛼𝑛 = 20°Угол наклона линии зуба: 𝛽 = 10° 𝑐𝑜𝑠𝛽 = 0,985Окружное усилие 𝐹𝑡4 (кН): 𝐹𝑡4 = 9,2 кН Радиальное усилие 𝐹𝑟4 (кН) вычисляем по формуле: Fr4=Ft4⋅tgαncosβ=9,2⋅0,3640,985=3,4 кН. Осевое усилие 𝐹𝑎4 (кН): 𝐹𝑎4 = 𝐹𝑡4 ∙ 𝑡𝑔𝛽 = 9,2 ∙ 0,176 = 1,61 кН. Изгибающий момент от осевого усилия 𝑀𝐹𝑎4 (кН ∙ м):MFa4=Fa4⋅dB32=1,61 ⋅0,0752=0,06 кН∙ м. КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Приближенный расчет тихоходного вала второй ступениЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.15ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Приближенный расчет тихоходного вала второй ступениЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.15ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв9,2 кН0.21кНм0.148кНм0.148кНм3.4кН3.21 кН5.98 кН0.51 кНм2.17 кНм1.58 кНм9,2 кН0.21кНм0.148кНм0.148кНм3.4кН3.21 кН5.98 кН0.51 кНм2.17 кНм1.58 кНмКП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаРис.7 – Расчетная схема тихоходного вала для усилий, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостяхОпределим реакции опор в вертикальной плоскости 𝑅𝑎 и 𝑅𝑏, кН: MАверт=-Fr4⋅l6+Rbl6+l7-MFa4=0Rb=3,4⋅0,158+0,06(0,158+0,085)=2,45 кН.MBверт=Fr4⋅l7-Ra(l6+l7)-MFa4=0Ra=3,4⋅0,085-0,06(0,158+0,085)=0,942 кН.M1=M4=0КП.351.19033036.ПЗ.Лист3Изм.Лист№ докумПодписьДатаM2=Ra⋅l6=0,942⋅0,158=0,148 кН⋅м.КП.351.19033036.ПЗ.Лист3Изм.Лист№ докумПодписьДатаM3=Rb⋅l7=2,45⋅0,085=0,21 кН⋅м.Определим реакции опор в горизонтальной плоскости 𝑅𝑎 и 𝑅𝑏, кН: MАгор=-Ft4⋅l6+Rbl6+l7=0Rb=Ft4⋅l6(l6+l7)=9,2 ⋅0,158(0,158+0,085)=5,98 кН.MBгор=Ft4⋅l7-Ra⋅l6+l7=0Ra=Ft4⋅l7(l6+l7)=9,2 ⋅0,085(0,158+0,085)=3,21 кН.M1=M4=0M2=M3=Ra⋅z1При z1=0:M2=M3=0При z1=l6=0,158 м :M2=M3=Ra⋅l 6=3,21⋅0,158=0,51 кН⋅мОпределим приведенные или эквивалентные моменты Мэкв (кН ∙ м), в местах установки зубчатых колес по четвертой гипотезе прочности: Mэкв=Mизг2+0,75Tк2=Mверт2+Mгор2+0,75Tм2M2 и Tк – изгибающий и коутящий момент; Mверт и Mгор – изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях.Mэкв=0,212+0,512+0,75⋅1,582=2,17 кН⋅мMэкв=2170000 Н⋅ммКП.351.19033036.ПЗ.Лист4Изм.Лист№ докумПодписьДатаОпределим диаметр вала в месте установки зубчатого колеса 𝑑в1, мм: КП.351.19033036.ПЗ.Лист4Изм.Лист№ докумПодписьДатаdВ≥332Mэквπσ-1𝜎−1 = 60 МПа – предел выносливости материала вала (для увеличения жесткости вала принимается пониженное значение предела выносливости: 𝜎−1 = 50 … 60 МПа)[2],табл. 12,8); dВ3=332⋅21700003,14⋅60=72 ммПо ГОСТ 6636-69 примем 𝑑в1 = 75 мм; По ГОСТ 8788-68 выбираем размеры сечений шпонок и пазов валов: диаметр вала 𝑑в3 = 75 мм; сечения шпонки: ширина 𝑠 = 20 мм, высота ℎ = 12 мм; глубина паза: вала 𝑡 = 7,5 мм, втулки 𝑡3 = 4,9;Определим моменты сопротивления нетто (с учетом ослабления сечения вала шпоночными пазами) валов в местах установки зубчатых колес: а) Осевой 𝑊нетто, мм3: Wнетто=πdв3332-st(dв3-t)22dв3Wнетто=36840 мм3 б) Полярный Wpнетто, мм3:Wнетто=πdв3316-st(dв3-t)22dв3Wнетто=73680 мм3Определим максимальные напряжения в указанных сечениях: а) Изгиба σmax, МПа:σmax=MизгWнеттоMизг=Mверт2+Mгор2σmax=Mверт2+Mгор2Wнетто=14,97 МПа б) Кручения τmax, МПа:τmax=TкWp нетто=21,44 МПаКП.351.19033036.ПЗ.Лист5Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ ЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв10.УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВКП.351.19033036.ПЗ.Лист5Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ ЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв10.1.УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛАОбщий коэффициент запаса прочности находим по формуле: 𝑛𝜎 и 𝑛𝜏 – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 𝑛𝜎: 𝜎−1 = 640 МПа – предел выносливости материала вала(Сталь 40Х); εσ = 0,71 – масштабный фактор для нормальных напряжений ([1], табл. 11); 𝜆 = 0,96 – коэффициент влияния шероховатости поверхности, зависящий от вида обработки поверхности вала. Рекомендуемые значения 𝜆 = 0,93 … 0,96, меньшие значения соответствуют грубой обточке, большие – шлифованию ([1] стр. 20);𝑘𝜎 = 2 – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.σmax= 49,82МПа - из приближенного расчета для быстроходного вала первой ступени.nσ=640⋅0,71 ⋅0,962⋅49,82 =4,37Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:nτ=2⋅τ-1(kτετ⋅λ+ψτ)⋅τmaxτ-1=0,5σ-1=0,5⋅640=320 МПа- предел выносливости по касательным напряжениям; kτ=2,1- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;ετ=0,71- масштабный фактор для касательных напряжений ψτ=0,1- коэффициент, характеризующий соотношение пределов выносливости при симметричном и отнулевом циклах изменения напряжения кручения.τmax=10,33 МПа- из приближенного расчета для быстроходного вала первой ступени.nτ=19,47Общий коэффициент запаса прочности n: Результат расчета должен удовлетворять условию:n≥nadm=2,0,где nadm=2,0- допускаемый коэффициент запаса прочности. n=nσ⋅nτnσ2+nτ2=4,26>2Усталостная прочность обеспечена.КП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Уточненный расчет промежуточного вала ЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв10.2.УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛАКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Уточненный расчет промежуточного вала ЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвОбщий коэффициент запаса прочности находим по формуле: 𝑛𝜎 и 𝑛𝜏 – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 𝑛𝜎: 𝜎−1 = 420 МПа – предел выносливости материала вала; εσ = 0,59 – масштабный фактор для нормальных напряжений (согласно рекомендациям – зависит от диаметра и материала вала ([1], табл. 11);𝜆 = 0,96 – коэффициент влияния шероховатости поверхности, зависящий от вида обработки поверхности вала. Рекомендуемые значения 𝜆 = 0,93 … 0,96, меньшие значения соответствуют грубой обточке, большие – шлифованию ([1], стр 20);𝑘𝜎 = 2 – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.σmax= 40,54 МПа - из приближенного расчета для быстроходного вала первой ступени.nσ=420⋅0,59⋅0,962,1⋅40,54 =2,79Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:nτ=2⋅τ-1(kτετ⋅λ+ψτ)⋅τmaxτ-1=210 МПа- предел выносливости по касательным напряжениям; kτ=2,1- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;ετ=0,59- масштабный фактор для касательных напряжений;ψτ=0,1- коэффициент, характеризующий соотношение пределов выносливости при симметричном и отнулевом циклах изменения напряжения кручения.КП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаτmax=17,01 МПа- из приближенного расчета для промежуточного вала.КП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДата Результат расчета должен удовлетворять условию:n≥nadm=2,0,где nadm=2,0- допускаемый коэффициент запаса прочности. nτ=2⋅210(2,10,59⋅0,96+0,1)⋅17,01 =6,48Общий коэффициент запаса прочности n: n=nσ⋅nτnσ2+nτ2=2,79⋅6,482,792+6,482=2,68>2Усталостная прочность обеспечена.КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Уточненный расчет тихоходного валаЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв10.3.УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА ВТОРОЙ СТУПЕНИКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Уточненный расчет тихоходного валаЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвОбщий коэффициент запаса прочности находим по формуле: 𝑛𝜎 и 𝑛𝜏 – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 𝑛𝜎: 𝜎−1 =420 МПа – предел выносливости материала вала; εσ = 0,66 – масштабный фактор для нормальных напряжений (согласно рекомендациям – зависит от диаметра и материала вала ([1], табл. 11); 𝜆 = 0,96 – коэффициент влияния шероховатости поверхности, зависящий от вида обработки поверхности вала. Рекомендуемые значения 𝜆 = 0,93 … 0,96, меньшие значения соответствуют грубой обточке, большие – шлифованию ([1], стр. 20);𝑘𝜎 = 2 – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.σmax= 14,97 МПа - из приближенного расчета для быстроходного вала первой ступени.nσ=420⋅0,66 ⋅0,962∙14,97 =8,88Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:nτ=2⋅τ-1(kτετ⋅λ+ψτ)⋅τmaxτ-1=210 МПа- предел выносливости по касательным напряжениям; kτ=2,1- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;ετ=0,55- масштабный фактор для касательных напряжений;ψτ=0,1- коэффициент, характеризующий соотношение пределов выносливости при симметричном и отнулевом циклах изменения напряжения кручения.τmax=21,44 МПа- из приближенного расчета для промежуточного вала.КП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДата Результат расчета должен удовлетворять условию:КП.351.19033036.ПЗ.Лист2Изм.Лист№ докумПодписьДатаn≥nadm=2,0,где nadm=2,0- допускаемый коэффициент запаса прочности. nτ=2⋅2102,10,55⋅0,96+0,1⋅21,44 =4,8Общий коэффициент запаса прочности n: n=nσ⋅nτnσ2+nτ2=8,88⋅4,88,882+4,82=4,2>2Усталостная прочность обеспечена.11.РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ КП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Расчет подшипников качения ЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.УтвКП.351.19033036.ПЗ.Изм.Лист№ докумПодписьДатаРазрабКузнецов А.В.Расчет подшипников качения ЛитераЛистЛистовПровИванов Н.Ю.12ГУМРФ им. адм. С.О. МакароваОИП гр-351Н. Контр.Утв11.1.ВЫЧИСЛЕНИЕ РАСЧЕТНОЙ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА ПЕРВОЙ СТУПЕНИОпределим максимальные радиальные нагрузки на подшипник как среднее геометрическое от вертикальных и горизонтальных радиальных реакций опор валов, вычисленных в приближенном расчете валов: Fr подш=Rверт2+Rгор2=0,92+2,472=2,6 кН.Величина осевого усилия 𝐹𝑎1, кН: 𝐹𝑎1 = 0,56 кН Определим приведенные (эквивалентные) нагрузки подшипников 𝑃, кН: 𝑃 = (𝑋 ∙ 𝑉 ∙ 𝐹𝑟 подш. + 𝑌 ∙ 𝐹𝑎) ∙ 𝐾𝜎 ∙ 𝐾𝑇 𝑋 и 𝑌 – коэффициенты нагрузок; 𝑉 – коэффициент вращения, зависит от того, какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца 𝑉 = 1; 𝐾𝜎 – коэффициент безопасности (динамический коэффициент, зависящий от характера нагрузки, согласно рекомендациям 𝐾𝜎 = 1,1 … 1,5). Принимаем 𝐾𝜎 = 1,1 ([1], табл. 6.4);𝐾𝑇 – температурный коэффициент, зависящий от рабочей температуры подшипника (Для большинства редукторов, температура которых не превышает 100 °С 𝐾𝑇 = 1). Принимаем 𝐾𝑇 = 1 ([1], табл. 6.5);FaC0=0,5617,8=0,031Отношение:FaV⋅Fr подш=0,56 1⋅2,6 =0,215