Конструирование привода с двухступенчатым редуктором

1.

Курсовое проектирование по дисциплине
«Детали машин и основы конструирования»
Тема проекта: «Конструирование привода с
двухступенчатым редуктором»

2.

Необходимая литература:
Авторы: Г. П. Здор, А. В. Бородин, Д. В. Тарута
Название: Проектирование электромеханического привода. Расчет и
конструирование коническо-цилиндрического редуктора. Часть 4
Методические указания
1.
Авторы: Г. П. Здор, А. В. Бородин
Название: Проектирование электромеханического привода. Расчет и
конструирование ременных передач (Часть 1)
Методические указания
2.
3.
Авторы: П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов
Название: Конструирование узлов и деталей машин
Учебник
2

3.

Задание на курсовой проект
3
Следует обратить внимание на пункты 2, 3, 4, 5, 6, 9 исходных данных и пункт 3 объема
проектирования. Для каждого обучающегося приводятся свои данные.

4.

Объект проектирования
4
Объектом проектирования является электромеханический привод с
коническо-цилиндрическим двухступенчатым редуктором.
Редуктор – устройство, предназначенное для уменьшения частоты вращения на
выходном валу, а так же для увеличения крутящего момента на выходном валу.
Схема электромеханического привода:
1 – электродвигатель;
2, 3 – ведущий и ведомый шкив ременной
передачи, соответственно;
4 – ремень;
5 – конические зубчатые колеса;
6, 8, 9 – входной, промежуточный и выходной
вал, соответственно;
7 – цилиндрические зубчатые колеса;
10 – подшипники;
11 – корпус редуктора;
12 – приемный вал машины;
13 – муфта.

5.

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
5
1.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя
Общий КПД привода, р б т (пk ) (1.1)
где р = 0,96 – КПД плоскоременной передачи;
р = 0,95 – КПД клиноременной передачи;
б = 0,95– КПД конической передачи;
т = 0,98 – КПД цилиндрической передачи;
п = 0,99 – КПД одной пары подшипников;
k – число пар подшипников.
КПД ременной передачи выбираем в соответствии с типом указанной ременной передачи в
пункте 5 исходных данных.
Значение КПД округляем до тысячных.
Потребная мощность, кВт, Р п
Рз
(1.2)
Р3 – мощность на выходном валу редуктора (смотри пункт 2 исходных данных)
Значение потребной мощности округляем до сотых.

6.

6
1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
1.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя
По потребной мощности из прил., табл. П.1, выбирается тип электродвигателя так, чтобы
Рэ Рп , где Рэ – номинальная мощность электродвигателя, указанная в каталоге.
(1.3)
При приведенной в задании синхронной
частоте вращения вала электродвигателя
nc = 1000 об/мин выбираем электродвигатель 4А132 6, у которого:
мощность Рэ = 5,5 кВт;
частота вращения nэ = 965 об/мин;
диаметр вала dэ = 38 мм.

7.

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
7
1.2 Определение передаточного числа и распределение его между типами и
ступенями передач
Общее передаточное число привода
U
nэ
n3
(1.4)
где nэ – рабочая частота вращения вала электродвигателя, об/мин;
n3 – частота вращения выходного вала редуктора, об/мин (пункт 3 исходных данных).
Значение общего передаточного числа округляем до сотых.
Общее передаточное число привода можно представить как произведение:
U п U рU
(1.5)
где Uр – передаточное число ременной передачи редуктора,
U – передаточное число редуктора.
Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной
передачи и редуктора рекомендуется в расчетах принимать
1 Uр 2. (1.6)
Принимаем передаточное число ременной передачи Uр = 1,5
Передаточное число редуктора
U
Uп
Uр
(1.7)
Значение передаточного числа округляем до сотых.
Передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней:
(1.8)
(1.9)

8.

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
1.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора
Частоты, об/мин:
входной вал n1
nэ
Uр
промежуточный вал
выходной вал
Значение округляем до сотых.
(1.10)
(1.11)
(1.12)
Значение округляем до сотых.
Значение округляем до сотых.
Угловые скорости, с-1:
n1
входной вал 1
30
(1.13)
Значение округляем
до сотых.
n
промежуточный вал 2 2 (1.14)
30
Значение округляем
до сотых.
выходной вал
Значение округляем
до сотых.
(1.15)
8

9.

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
9
1.4 Мощности и вращающие моменты на валах редуктора
Мощности, кВт:
входной вал Р1 Р п р (1.16)
Значение округляем до сотых.
промежуточный вал
выходной вал
(1.17)
(1.18)
Значение округляем
до сотых.
Значение округляем
до сотых.
Моменты, Н м:
Р
входной вал Т1 1 103 (1.19)
1
Значение округляем
до сотых.
Р
промежуточный вал Т 2 2 10 3 (1.20)
2
Значение округляем
до сотых.
выходной вал Т 3
Р3
103 (1.21)
3
Значение округляем
до сотых.

10.

2. Расчет и конструирование редуктора
10
2.1 Материалы зубчатых колес
Исходя из условий нарезания и прирабатываемости зубчатых колес назначаем
твердость шестерни от 300 НВ до 350 НВ.
НВ1 = 300 НВ.
Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше
твердости колеса на 30 50 единиц: НВ1 НВ2 + (30 – 50) НВ
НВ2 = 300-50 = 250 НВ
В соответствии с полученными твердостями шестерни и колеса, подбираем по
таблице необходимый материал для изготовления.
Механические свойства стали, применяемой для
изготовления зубчатых колес
Марка
стали
Диаметр заготовки,
мм
Твердость,
НВ, кгс/мм2
Термообработка
45
40Х
До 80
До 125
180 – 250
До 200
200 – 300
До 200
200 – 315
До 100
100 – 300
269 – 302
269 – 302
215 – 243
269 – 302
220 – 250
269 – 302
235 – 262
269 – 320
195 – 240
Улучшение
Улучшение
Улучшение
Улучшение
Нормализация
Улучшение
Улучшение
Улучшение
Нормализация
40ХН
35ХМ
50Г2
Шестерня:
сталь 40ХН;
твердость 300 НВ;
термообработка –
улучшение.
Колесо:
сталь 35ХМ;
твердость 250 НВ;
термообработка –
улучшение.

11.

2. Расчет и конструирование редуктора
11
2.1 Определение геометрических параметров быстроходной ступени редуктора
Начальный средний диаметр шестерни, мм
(2.1)
где Т1 – вращающий момент на входном валу, Н м;
КН – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
колеса, принимается в зависимости от коэффициента зубчатого венца по делительному среднему
диаметру шестерни bd = 0,3–0,6;
Uб – передаточное число быстроходной (конической) ступени редуктора.
Принимаем bd = 0,6, тогда КН = 1,2
Допускаемое контактное напряжение, МПа
НР
Н limb Z N Z R Z V
SH
(2.2)
Предел контактной выносливости поверхностей зубьев
колеса, МПа
Н limb 2НВ 2 70 (2.3)
ZR = 0,9 1,0; ZV = 1,0 1,6;
SН = 1,1 – коэффициент безопасности зубчатых колес.

12.

2. Расчет и конструирование редуктора
12
2.1 Определение геометрических параметров быстроходной ступени редуктора
Коэффициент долговечности
ZN 6
Z N 20
N H lim
Nk
при Nk NH lim , но не более 2,6;
N H lim
Nk
при Nk NH lim , но не менее 0,75
(2.4)
Суммарное число циклов напряжений, млн. циклов
N K 2 60n 2 L h
(2.5)
n2 – частота вращения промежуточного (второго) вала, об/мин; Lh – ресурс передачи, ч
Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, млн. циклов
NH lim 30HB22, 4 120 106 (2.6)
2
Так как Nk NH lim , то Z N 20
По формуле (2.2)
По формуле (2.1)
N H lim
Nk

13.

13
2. Расчет и конструирование редуктора
2.1 Определение геометрических параметров быстроходной ступени редуктора
Число зубьев Z1 шестерни для передач без смещения принимается в пределах Z1 = 17–24
Принимаем Z1 = 20
Число зубьев колеса Z2 = Z1UБ (2.7)
Округляем до целого
Угол наклона делительного конуса
1 arctg
1
(2.8)
UБ
2 90 1 (2.9)
Средний модуль зубьев, мм m m
d m1
Z1
(2.10)
Ширина зубчатого венца, мм b bd d m
1
(2.11)
Внешний окружной делительный модуль зубьев, мм m m te m m
b
sin 1 (2.12)
Z1
Округляем до стандартного
Ряд
1-й
2-й
Модуль, мм
1,65
1,375
2
1,75
2,5
2,25
Принимаем по первому ряду m = 4
3
2,75
4
3,5
5
4,5
6
5,5
8
7
10
9
12
11

14.

2. Расчет и конструирование редуктора
2.1 Определение геометрических параметров быстроходной ступени редуктора
Уточняем средний модуль, мм m m m
b
sin 1 (2.13)
Z1
Уточняем начальный средний диаметр шестерни, мм d m1 Z1m m (2.14)
Окружная скорость передачи, м/с V1
1d m1
(2.15)
2000
В соответствии с ГОСТ 13754-81 коэффициент высоты головки зубьев h a = 1 и
коэффициент радиального зазора C = 0,2.
Высота головок зубьев, мм h a h a m (2.16)
Высота ножек зубьев, мм h f (h a C )m (2.17)
Высота зубьев, мм h h а h f (2.18)
Делительные диаметры колес, мм
d e1 Z1m
(2.19)
d e2 Z 2 m (2.20)
Внешние диаметры вершин d ae1 d e1 2h a cos 1 ; (2.21)
d ae21 d e2 2h a cos 2 ; (2.22)
Внешние диаметры впадин
d fe 1 d e1 2h f cos 1 ; (2.23)
d fe 2 d e2 2h f cos 2 ; (2.24)
14

15.

2. Расчет и конструирование редуктора
15
2.1 Определение геометрических параметров быстроходной ступени редуктора
Внешнее конусное расстояние, мм R e
0,5d e1
sin 1
(2.25)
Среднее делительное конусное расстояние, мм R m R e 0,5b (2.26)
2.1.1 Проверочный расчет зубьев на прочность
После определения геометрических размеров рабочие поверхности зубьев необходимо
проверить на контактную прочность. Для этого следует определить рабочие контактные
напряжения Н и сравнить с допускаемыми НР.
Должно выполняться условие
Н НР.
Рабочие контактные напряжения Н, МПа
Н 2,13 10
4
T1K H U 2Б 1
0,85d 3 m1 bd U Б
HP
(2.27)

16.

16
2. Расчет и конструирование редуктора
2.1.1 Проверочный расчет зубьев на прочность
K H 1 (K oH 1)K H (2.28)
K oH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине
контактных линий в начальный период работы передачи
bd
0,4
0,6
0,8
K oH
1,12
1,18
1,27
КН - коэффициент, учитывающий приработку зубьев
Твердость
поверхности
зубьев, НВ
200
250
300
350
Скорость V, м/с
1,0
1,5
2,0
2,5
3,0
0,19
0,26
0,35
0,45
0,1925
0,295
0,355
0,4525
0,195
0,27
0,36
0,455
0,1975
0,275
0,335
0,4575
0,20
0,28
0,37
0,46
Так как для значения окружной скорости 2,07 значение коэффициента не определено,
используем для определения линейную интерполяцию
По формуле (2.27)

17.

2. Расчет и конструирование редуктора
17
2.2 Определение геометрических параметров тихоходной ступени редуктора
Межосевое расстояние передачи a т
а т К а ( U т 1)3
Т3К Н
U 2т ba 2HP
(2.29)
где Ка = 495 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;
Uт – передаточное число тихоходной ступени редуктора;
Т3 – вращающий момент на выходном валу, Н м;
Кн – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по
ширине венца, принимается по графику в зависимости от параметра bd,
bd 0,5 ba ( U Т 1) (2.30)
где bа – коэффициент ширины зубчатого
колеса относительно межосевого расстояния,
принимается из ряда: 0,4; 0,5; 0,63; 0,8.
Принимаем bа = 0,5, тогда:
И из графика Кн = 1,05

18.

18
2. Расчет и конструирование редуктора
2.2 Определение геометрических параметров тихоходной ступени редуктора
В качестве допускаемого контактного напряжения НР для прямозубой передачи
допускаемое контактное напряжение для зубчатого колеса определяют по формуле
Н lim b 4 ZN
НP4
ZR ZV ZL ZX (2.31)
Sн
Н lim b4 предел контактной усталости поверхности зубьев, соответствующий базовому
числу циклов напряжений колеса, МПа
Н limb4 2НВ 4 70 (2.32)
Коэффициент долговечности Z N 6
N H lim
Nk
или
Z N 20
N H lim
Nk
(2.33)
при Nk NH lim , но не более 2,6;
при Nk NH lim , но не менее 0,75
Определим суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов: Nk = 60 n Lh (2.34)
где n – частота вращения колеса, об/мин; Lh – требуемый ресурс передачи, ч.
Базовое число
миллионов циклов,
Так как Nk NH lim, то
циклов
напряжений,
N H lim 30HB2, 4 120 106
соответствующее
(2.35)
пределу
выносливости,

19.

19
2. Расчет и конструирование редуктора
2.2 Определение геометрических параметров тихоходной ступени редуктора
SН = 1,1 – коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой
материала
При выполнении расчетов принять ZRZVZLZX = 0,9,
Возвращаемся к формуле (2.29) и определяем межосевое расстояние, мм:
Определяем модуль зубчатой передачи и выбираем стандартное значение из диапазона, мм:
m (0,01 0,02)а
(2.36)
Стандартные значения модуля зубьев
Ряд
1-й
2-й
1,0
1,25
1,25
1,375
1,5
1,75
2,0
2,25
2,5
2,75
Принимаем по первому ряду m = 2 мм.
Модуль, мм
3,0
4,0
3,5
4,5
5,0
5,5
6,0
7,0
8,0
9,0
10,0
11,0
12,0
14,0

20.

2. Расчет и конструирование редуктора
2.2 Определение геометрических параметров тихоходной ступени редуктора
Сумма зубьев шестерни и колеса Zс
Число зубьев шестерни Z3
2a т
m
(2.37)
Zс
17 (2.38)
Uт 1
Число зубьев колеса Z4 Zс Z3 (2.39)
Делительные диаметры, мм (2.40)
d 3 mZ3
d 4 mZ 4
Диаметры вершин зубьев, мм (2.41)
d a 3 d 3 2m
d a 4 d 4 2m
Диаметры впадин зубьев, мм (2.42)
d f3 d 3 2,5m
d f 4 d 4 2,5m
Уточненное межосевое расстояние, мм а т 0,5(d 3 d 4 ) (2.43)
Рабочая ширина зубчатого венца, мм b b 4 ba a т (2.44)
Ширина венца шестерни, мм b 3 b 4 m (2.45)
Окружная скорость зубчатых колес, м/с V2
d 3n 2
60 1000
(2.46)
20

21.

2. Расчет и конструирование редуктора
21
2.2.1 Проверочный расчет зубьев на контактную прочность
Проверочный расчет зубьев заключается в сравнении рабочих контактных напряжений с
допускаемыми. Заключение о способности зубчатой передачи выдерживать рабочие
нагрузки можно сделать в том случае, если рабочие контактные напряжения будут меньше,
чем допускаемые.
H НР
Рабочее контактное напряжение, МПа
Ft 3 U т 1
K A K HVK H K H HP (2.47)
b3d3 U т
где ZE = 190 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов
сопряженных зубчатых колес, изготовленных из стали;
ZН – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе
зацепления,
Н ZE ZH Z
ZH 1,77 cos (2.48)
4 коэффициент, учитывающий
(2.49)
Z
суммарную
длину
контактных
линий
3
1
1
1,88 3,22
Z3 Z 4
(2.50)

22.

22
2. Расчет и конструирование редуктора
2.2.1 Проверочный расчет зубьев на контактную прочность
Окружная сила, Н
2T2
Ft 3
d3
(2.51)
КА = 1,1
КНV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
Степень
точности
Твердост
ь зубьев
а
8
б
Коэффициенты
КНV
КFV
КНV
КFV
1
1,05/1,02
1,10/1,04
1,03/1,01
1,03/1,01
Окружная скорость колес V, м/с
3
5
8
1,15/1,06
1,24/1,10
1,38/1,15
1,30/1,12
1,48/1,19
1,77/1,30
1,09/1,03
1,15/1,06
1,24/1,09
1,09/1,03
1,15/1,06
1,24/1,09
10
1,48/1,19
1,96/1,38
1,30/1,12
1,30/1,12
П р и м е ч а н и я.
1. а – НВ2 350; б – НRCэ2 45.
2. Данные в числителе – для прямозубых колес, в знаменателе – для косозубых.
Так как для значения окружной скорости 1,8 значение коэффициента не определено,
используем для определения линейную интерполяцию

23.

23
2. Расчет и конструирование редуктора
2.2.1 Проверочный расчет зубьев на контактную прочность
КН – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
Окружная скорость V, м/с
Степень точности
КН
КF
До 5
7
8
9
1,03
1,07
1,13
1,07
1,22
1,35
Св. 5 до 10
7
8
1,05
1,10
1,20
1,30
Св. 10 до 15
7
8
1,08
1,15
1,25
1,40
КН = 1,07
Определяем рабочие контактные напряжения по формуле (2.47)
Условие прочности выполняется

24.

24
2. Расчет и конструирование редуктора
2.3 Ориентировочный расчет и конструирование валов
Входной вал
Диаметр концевого участка вала
T1
d1 3
, (2.52)
0,2 k
где Т1 – вращающий момент на
валу, Н мм; [ k] = (20 – 25) МПа –
допускаемое напряжение кручения
Округляем до стандартного
Диаметр вала под уплотнение
d упл d1 2t , (2.53)
где t – высота буртика
20
45
d, мм
22
50
25
55
28
60
32
70
36
80
40
90
42 – 50
2,8
3,0
1,6
52 – 60
3,0
3,0
2,0
62 – 70
3,3
3,5
2,0
72 – 85
3,5
3,5
2,5
25
42
60
26
44
62
28
45
63
d
t
r
f
17 – 24
2,0
1,6
1,0
25 – 30
2,2
2,0
1,0
32 – 40
2,5
2,5
1,2
dупл
20
35
52
21
36
55
22
38
56
Округляем до стандартного
24
40
58
30
48
65
32
50
67

25.

2. Расчет и конструирование редуктора
25
2.3 Ориентировочный расчет и конструирование валов
Диаметр вала под резьбу
d р d упл + (2 4) (2.54)
dр, мм
20
22
24
27
30
33
Резьба dр, мм
М20×1,5
36
М22×1,5
39
М24×1,5
42
М27×1,5
45
М30×1,5
48
М33×1,5
52
Резьба
М36×1,5
М39×1,5
М42×1,5
М45×1,5
М48×1,5
М52×1,5
Диаметр резьбы принимаем
Выписываем
Резьба а1 а2 а3 а4 d1
Резьба а1 а2 а3 а4
d1
размеры канавки под
М20×1,5 6 2 3,5 1,0 16,5 М33×1,5 6 3 4,0 1,5 29,5
язычок стопорной
М22×1,5 6 2 3,5 1,0 18,5 М36×1,5 6 3 4,0 1,5 32,5
шайбы,
М24×1,5 6 2 3,5 1,0 20,5 М39×1,5 6 3 4,0 1,5 25,5
предотвращающей
М27×1,5 6 3 4,0 1,5 23,5 М42×1,5 8 3 5,0 1,5 38,5
самоотвинчивание
М30×1,5 6 3 4,0 1,5 26,5 М45×1,5 8 3 5,0 1,5 41,5
корончатой гайки.
Для удержания шкива на валу с помощью гайки имеется участок с резьбой диаметром dр.ш,
dр.ш =24
dр.ш 25
для которого должно выполняться условие: dр.ш d1.

26.

26
2. Расчет и конструирование редуктора
2.3 Ориентировочный расчет и конструирование валов
Диаметр вала dп в месте посадки
подшипника может быть равен
диаметру вала под уплотнением или
больше его, но кратен пяти.
Принимаем dп = 35 мм
Диаметр вала d о d п 0,5m te (2.55)
Диаметр кольца со стороны подшипника
d б.п d п 3r, (2.56)
где r – координата фаски подшипника
Округляем
20
36
63
85
112
21
38
65
88
115
d
t
r
f
17 – 24
2,0
1,6
1,0
22
40
67
90
118
25 – 30
2,2
2,0
1,0
24
42
70
92
120
25
45
71
95
125
32 – 40
2,5
2,5
1,2
26
48
73
100
130
28
50
75
102
135
42 – 50
2,8
3,0
1,6
52 – 60
3,0
3,0
2,0
30
53
78
105
140
32
55
80
108
145
62 – 70
3,3
3,5
2,0
34
60
82
110
150
72 – 85
3,5
3,5
2,5

27.

27
2. Расчет и конструирование редуктора
2.3 Ориентировочный расчет и конструирование валов
Промежуточный вал
Диаметр вала под колесом и шестерней
dк 3
Т2
0,2 к
(2.57)
Т2 – вращающий момент на промежуточном
валу, Н мм;
к = (10 13) МПа
Диаметр вала в месте
посадки подшипника
dп dк 3r (2.58)
где r координата фаски
подшипника
20
36
63
85
112
Значение dп округляем до
ближайшего числа, кратного
пяти
d 17 24 25 30 32 40 42 50
t
2,0
2,2
2,5
2,8
r
1,6
2,0
2,5
3,0
f
1,0
1,0
1,2
1,6
21
38
65
88
115
22
40
67
90
118
24
42
70
92
120
25
45
71
95
125
26
48
73
100
130
28
50
75
102
135
30
53
78
105
140
52 60
3,0
3,0
2,0
32
55
80
108
145
34
60
82
110
150
62 70
3,3
3,5
2,0

28.

28
2. Расчет и конструирование редуктора
2.3 Ориентировочный расчет и конструирование валов
d б.п d п 3r, (2.59)
где r – координата фаски
подшипника
Округляем до стандартного
Диаметр
разделительного
кольца со стороны шестерни
d б.к d k 3f , (2.60)
где f размер фаски
Округляем до стандартного
d
t
r
f
17 – 24
2,0
1,6
1,0
20
36
63
85
112
21
38
65
88
115
25 – 30
2,2
2,0
1,0
22
40
67
90
118
32 – 40
2,5
2,5
1,2
24
42
70
92
120
25
45
71
95
125
42 – 50
2,8
3,0
1,6
52 – 60
3,0
3,0
2,0
26
48
73
100
130
28
50
75
102
135
62 – 70
3,3
3,5
2,0
30
53
78
105
140
32
55
80
108
145
72 – 85
3,5
3,5
2,5
34
60
82
110
150

29.

29
2. Расчет и конструирование редуктора
2.4 Ориентировочный расчет и конструирование валов
Выходной вал
Диаметр концевого участка вала
d3 3
Т3
0,2 К
(2.61)
где Т3 – вращающий момент на валу,
Н мм;
[ k] = (20 – 25) МПа – допускаемое
напряжение кручения
Округляем до стандартного
Диаметр вала под уплотнение
(2.62)
d упл d 3 2t
где t – высота буртика
Округляем до стандартного
20
45
d, мм
22
50
25
55
28
60
32
70
36
80
40
90
42 – 50
2,8
3,0
1,6
52 – 60
3,0
3,0
2,0
62 – 70
3,3
3,5
2,0
72 – 85
3,5
3,5
2,5
25
42
60
80
26
44
62
85
28
45
63
90
d
t
r
f
17 – 24
2,0
1,6
1,0
25 – 30
2,2
2,0
1,0
32 – 40
2,5
2,5
1,2
dупл
20
35
52
68
21
36
55
70
22
38
56
71
24
40
58
75
30
48
65
95
32
50
67
100

30.

30
2. Расчет и конструирование редуктора
2.4 Ориентировочный расчет и конструирование валов
Диаметр вала dп в месте посадки
подшипника может быть равен
диаметру вала под уплотнением или
больше его, но кратен пяти.
Принимаем dп = 45 мм
Диаметр кольца со стороны подшипника
d б.п d п 3r, (2.63)
где r – координата фаски
подшипника
Округляем до стандартного
Диаметр вала под шестерней
dб.п dк dп (2.64)
Диаметр
разделительного
кольца со стороны шестерни
d б.к d k 3f , (2.65)
где f размер фаски
d
t
r
f
17 – 24
2,0
1,6
1,0
20
36
63
85
112
21
38
65
88
115
25 – 30
2,2
2,0
1,0
22
40
67
90
118
32 – 40
2,5
2,5
1,2
24
42
70
92
120
25
45
71
95
125
42 – 50
2,8
3,0
1,6
52 – 60
3,0
3,0
2,0
26
48
73
100
130
28
50
75
102
135
Округляем до стандартного
62 – 70
3,3
3,5
2,0
30
53
78
105
140
32
55
80
108
145
72 – 85
3,5
3,5
2,5
34
60
82
110
150

31.

2. Расчет и конструирование редуктора
31
2.4 Выбор подшипников качения
Исходя из действующих нагрузок в конической
передаче (радиальные и осевые), выбираем
тип подшипника – шариковый радиальноупорный.
Подбираем подшипник
по посадочному
диаметру dп для входного
и промежуточного валов.
Для входного вала при посадочном диаметре dп = 35 мм выбираем подшипник 36207.
Для него d = 35 мм, D = 72 мм, B = 17 мм, r = 2 мм, r1 = 1 мм, Cr = 30,8 кН, Cor = 17,8 кН.
Для промежуточного вала при посадочном диаметре dп = 30 мм выбираем подшипник 36206.
Для него d = 30 мм, D = 62 мм, B = 16 мм, r = 1,5 мм, r1 = 0,5 мм, Cr = 22 кН, Cor = 12 кН.

32.

2. Расчет и конструирование редуктора
2.4 Выбор подшипников качения
Исходя из действующих нагрузок в прямозубой
передаче (радиальные), выбираем
тип подшипника – шариковый радиальный
однорядный.
Подбираем подшипник
по посадочному
диаметру dп для
выходного
вала.
Для выходного вала при посадочном диаметре dп = 45 мм выбираем подшипник 209.
Для него d = 45 мм, D = 85 мм, B = 19 мм, r = 2 мм, Cr = 33,2 кН, Cor = 18,6 кН.
32

33.

33
2. Расчет и конструирование редуктора
2.5 Конструирование зубчатых колес
На зубчатом венце выполняют фаску f 0,5m te (2.66)
Округляем до стандартного значения
d
f
20 –
30
1,0
30 –
40
1,2
40 –
50
1,6
50 –
80
2,0
80 –
120
2,5
120 –
150
3,0
150 –
250
4,0
250 –
500
5,0
Поскольку коническое колесо установлено на промежуточном
валу, величину диаметра dк принять из расчета
промежуточного вала.
dст = 1,6dк (2.67)
Полученные значения необходимо округлить до целых чисел
е=2
е = 1–2 (2.72)
dст = 1,6 ∙ 36 = 57,6 ≈ 58
Т = 1,2mte (2.73) Т = 1,2 ∙ 4 = 4,8 ≈ 5
lст = (1,0 – 1,2)dк (2.68)
S = 2,5mte + 2 (2.69)
lст = 1,0 ∙ 36 = 36
S = 2,5 ∙ 4 + 2 = 12
Н = 1,4mte (2.74)
Н = 1,4 ∙ 4 = 5,6 ≈ 6
Dотв = 2,8dк (2.75)
Dотв = 2,8 ∙ 36 = 100,8 ≈ 101
К = 1,0 ∙ 12 = 12
К = (1,0 1,1)S (2.70)
dотв = 10–15 (2.76) dотв = 15
С = (0,1 – 0,17)Rе (2.71) С = 0,17∙ 77,17 = 13,12 ≈ 13

34.

2. Расчет и конструирование редуктора
34
2.5 Конструирование зубчатых колес
Шестерни выполняют за одно целое с валом либо съемными, в зависимости от расстояния
а – от впадины зуба до шпоночного паза
d f3 d к
(2.77)
t
2
а = 2
где t2 – глубина паза ступицы
При а < 2,5 m – шестерня
выполняется за одно целое
с валом.
При а 2,5m – шестерня
выполняется съемной.
Шестерня выполняется
съемной.
Диаметр вала
d, мм
Св. 17 до 22
Св. 22 до 30
Св. 30 до 38
Св. 38 до 44
Св. 44 до 50
Св. 50 до 58
Св. 58 до 65
Св. 65 до 75
Св. 75 до 85
Св. 85 до 95
Св. 95 до 110
Сечение шпонки, мм
b
h
6
6
8
7
10
8
12
8
14
9
16
10
18
11
20
12
22
14
25
14
28
16
Глубина паза, мм
вала t1
ступицы t2
3,5
2,8
4,0
3,3
5,0
3,3
5,0
3,3
5,5
3,8
6,0
4,3
7,0
4,4
7,5
4,9
9,0
5,4
9,0
5,4
10,0
6,4

35.

2. Расчет и конструирование редуктора
2.5 Конструирование зубчатых колес
Диаметр ступицы
d cт 1,6d к (2.78)
Длина ступицы
lст = (1,2 – 1,5)dк (2.79)
Толщина обода колеса
o 2,5 4,0 m (2.80)
Диаметр окружности, по которой располагаются
центры отверстий
D отв 0,5 D o d ст (2.81)
Dо = df4 2 о
(2.82)
Диаметр отверстий
d отв (15 25) Принимаем 20 мм
Толщина диска
C 0,2 0,3 b (2.83)
35

36.

36
2. Расчет и конструирование редуктора
2.6 Конструирование стакана
При конструировании стакана определяющим размером
является диаметр D отверстия под подшипник.
1 1,2 (2.84)
Dа = D + 2 (2.85)
Dф = Dа + (4,0–4,4)d4 (2.86)
С d4 (2.87)
h (1,0–1,2)d4 (2.88)
Dв = Da + 2С (2.89)
D, мм
, мм
52
4–5
52 – 80
6–8
80 – 120
8 – 10
120 – 170
10 – 12,5
D, мм
d4, мм
z
50 – 62
6
4
63 – 95
8
4
100 – 145
10
6
150 – 220
12
6
r, мм
t, мм
0,5
1,0
D
Св. 10 до 50
Св. 50 до 100
Св. 100
1,0
1,8
1,5
2,5
b
3
5
8
2,5
4,0
3,0
4,8
d1
D – 0,5
d2
D + 0,5
D – 1,0
D + 1,0
R
1
1,6
2,0
Параметры канавок
b = 5 R = 1,6 R1 = 0,5
d2 = 72 + 1 = 73
d1 = 88 - 1 = 87
2,0
3,0
3,5
5,5
4,0
6,5
R1
0,5
0,5
1,0

37.

2. Расчет и конструирование редуктора
37
2.7 Конструирование крышек подшипников
При конструировании крышек определяющим размером является диаметр D отверстия в
корпусе под подшипник.
D, мм 50 – 62 63 – 95 100 – 145 150 – 200
, мм
5
6
7
8
d4, мм
6
8
10
12
z
4
4
6
6
z=4
Для входного D = 72 = 6 d4 = 8
Для промежуточного D = 62 = 5 d4 = 6 z = 4
z=4
Для выходного D = 85 = 6 d4 = 8
Для входного
Для промежуточного
Для выходного
1 1,2
(2.90)
2 0,9 1,0 (2.91)
Dф D 4,0 4,4 d 4 (2.92)
d отв d 4 1 (2.93)
C d 4 (2.94)
D в D 2С (2.95)
d в d упл 1 (2.96)

38.

2. Расчет и конструирование редуктора
2.7 Конструирование крышек подшипников
Для входного вала при dупл = 30 мм
наружный диаметр манжеты
dм выбираем по первому ряду 52 мм,
высота манжеты h составляет 10 мм.
Для выходного вала при dупл = 42 мм
наружный диаметр манжеты
dм выбираем по первому ряду 62 мм,
высота манжеты h составляет 10 мм.
Длина пояска с центрирующей
цилиндрической поверхностью
(2.97)
Для крышек входного,
промежуточного и выходного
вала
38

39.

2. Расчет и конструирование редуктора
2.8 Конструирование корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса к и крышки 1к редуктора
к = 0,025 а т +3 (2.98)
к = 0,025 ∙ 131+3 = 6,28
1к = 0,02 а т +3 (2.99)
1к = 0,02 ∙ 131+3 = 5,62
Так как в результате расчетов оказалось что к 8 и 1к 8, то принимаем к = 1к = 8 мм
Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора и фланца крышки редуктора
b = 1,5 к (2.100)
b1 = 1,5 1к (2.101)
Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора
р = 2,35 к (2.102)
Толщина ребер жесткости основания m и крышки m1 редуктора
m 0,85 1 к (2.103)
m1 0,85 1 1к (2.104)
39

40.

40
2. Расчет и конструирование редуктора
2.8 Конструирование корпуса редуктора
Диаметр фундаментных болтов
d1 0,03 0,036 а 12 (2.105)
Стандартный диаметр
Ki
М8
24
М10
28
Болт
М12
33
Ci
13
16
18
19,5
21
М20
48
Болт
М24
54
М27
58
М30
65
25
34
36
40
Параметр
Параметр
Диаметр болтов у подшипников
Ki
М18
44
d 2 0,7 0,75 d1 (2.106)
Ci
23
Стандартный диаметр
Диаметр болтов, соединяющих основание
корпуса с крышкой
d3 = (0,5 0,6) d1 (2.107)
Стандартный диаметр
Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку
d5 = (0,3 0,4) d1 (2.108)
Стандартный диаметр
Расположение оси
отверстия для болта
диаметром d2
е 1 1,2 d 2 . (2.109)
Диаметр гнезда
Dк Dф 2 5
М14
36
М16
39

41.

3. Построение компоновочной схемы редуктора
41

42.

4. Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения
42
Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплениях передач, и испытывают
деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчетов принято, что силы
сосредоточенные, они приложены в срединах венцов зубчатых колес и направлены по
нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления.
Усилия, действующие в передачах
Ft1
2T1
; (4.1)
d m1
Ft 2
2T2
; (4.2)
d m 2
2T2
; (4.3)
d3
2T
Ft 4 3 , (4.4)
d4
Ft 3
Делительный диаметр шестерни и колеса в
среднем сечении зуба
d m1 = 0,857 d e1 (4.5)
d m 2 = 0,857 d e 2 (4.6)
осевые – Fa1 Ft1 tg sin 1 ; (4.7)
Fa 2 Ft1 tg cos 1 ; (4.8)
радиальные –
Fr1 Fа 2 (4.9)
Fr2 Fа1 ; (4.10)
Fr3 Ft 3 tg ; (4.11)
Fr4 Ft 4 tg , (4.12)

43.

4. Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения
M A 0, Ft 2 l1 Ft 3 (l1 l2 ) R ДV (l1 l2 l3 ) 0,
R ДV
Ft 2 l1 Ft 3 (l1 l2 )
,Н
l1 l2 l3
M 0, - F l F (l l ) R
Д
R АV
(4.13)
t3
3
t2
2
3
АV
(l1 l 2 l 3 ) 0, (4.14)
Ft 3 l 3 Ft 2 (l 2 l 3 )
,Н
l1 l 2 l 3
(4.15)
(4.16)
R A R 2AV R 2AH ; (4.17)
R Д R 2ДV R 2ДH . (4.18)
43

44.

4. Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения
44
Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOZ
Участок вала АВ –
M И RAV x, Н(4.19)
м
x 0,
x l1 ,
Участок вала ВС –
M И RAV x Ft 2 ( x l1 ), Н(4.20)
м
x l1 ,
x l1 l2 ,
Участок вала СD –
(4.21)
M И RAV x Ft 2 ( x l1 ) Ft 3 ( x l1 l2 ), Н
м
x l1 l2 ,
x l1 l2 l3 ,

45.

4. Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения
45
Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости X0Y
Участок вала АВ –
M И RAH x, Н(4.22)
м
x 0,
x l1 ,
Участок вала ВС –
d2
M И RAH x Fr 2 ( x l1 ) Fa 2 , Н(4.23)
м
2
x l1 ,
x l1 l2 ,
Участок вала СД –
M И R AH x Fr 2 ( x l1 ) Fa 2
x l1 l2 ,
x l1 l2 l3 ,
d2
Fr 3 ( x l1 l 2 ), Н(4.24)
м
2

46.

4. Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения
46
Суммарные изгибающие моменты:
М В М 2ВV М 2ВH ;
(4.25)
При расчете значение MBH выбираем большее по модулю
2
2
М С М СV
М СH
. (4.26)
Эквивалентный момент по третьей теории прочности
М экв М 2В Т 22
если МВ МС (4.27)
М экв М С2 Т 22
если МС МВ (4.28)
Так как МВ < МС, то по формуле (4.28)
Диаметр вала в опасном сечении
d 3
М экв
(4.29)
0,1 И
и = (50 60) МПа
Диаметр вала в опасном сечении
не превышает предварительного

47.

5. Расчет вала на сопротивление усталости
– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений
47
1 и 1 пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения
в предел прочности
= 0,1
1 = 410
1 = 230
в = 900
К и К – эффективные коэффициенты концентрации напряжений
К = 2,2
К = 2,05

48.

5. Расчет вала на сопротивление усталости
К F и К F – коэффициенты влияния качества поверхности
К F = 0,9
К F = 0,95
КV – коэффициент влияния поверхностного упрочнения
КV = 1
Для оценки концентрации напряжений в местах установки на валу деталей с натягом
используют отношения K / K d и K / K d
K / K d = 4,3
K / K d
= 2,6
48

49.

5. Расчет вала на сопротивление усталости
b и h – ширина и высота шпонки
Диаметр вала
d, мм
Св. 17 до 22
Св. 22 до 30
Св. 30 до 38
Св. 38 до 44
Св. 44 до 50
Св. 50 до 58
Св. 58 до 65
Св. 65 до 75
Св. 75 до 85
Св. 85 до 95
Св. 95 до 110
Сечение шпонки
b, мм
h, мм
6
8
10
12
14
16
18
20
22
25
28
6
7
8
8
9
10
11
12
14
14
16
Глубина паза
вала t1, мм ступицы
t2, мм
3,5
2,8
4,0
3,3
5,0
3,3
5,0
3,3
5,5
3,8
6,0
4,3
7,0
4,4
7,5
4,9
9,0
5,4
9,0
5,4
10,0
6,4
W и Wк – моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении
(5.1)
(5.2)
b = 10
h=8
49

50.

5. Расчет вала на сопротивление усталости
50
2
2
М М x М y результирующий изгибающий момент, Н·м (5.3)
M k = Т 2 – крутящий момент , Н·м (5.4)
Результирующий изгибающий момент принимается большим из определенных суммарных
изгибающих моментов MB и MC
Напряжения в опасных сечениях
M
a И 103 ; (5.5)
W
Mk
a k 2 103
; (5.6)
2
2
W
k
Коэффициенты снижения предела выносливости
K
1
1
K d K F
; (5.7)
K D
Kv
K
1
1
K
K
F
; (5.8)
K D d
Kv

51.

5. Расчет вала на сопротивление усталости
Пределы выносливости вала
1D 1 ; (5.9)
K D
1 D
1
K D
; (5.10)
Коэффициент влияния асимметрии цикла
D , (5.11)
K D
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям
S
S
1 D
; (5.12)
a
1D
; (5.13)
a 1 D
Коэффициент запаса прочности
S
S S
S S
2
2
[ S ],
Минимально допустимое значение допустимого коэффициента запаса прочности
принимают в диапазоне [S] = 1,5 – 2,5
Условие выполняется
51

52.

6. Расчет подшипников качения
52
При частоте вращения кольца n 10 об/мин критерием расчета подшипника является
усталостное выкрашивание дорожек качения, расчет выполняют по динамической
грузоподъемности Сr. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления
значений требуемой и базовой грузоподъемности (Стр Сr) или долговечности (L10h L10h ).
Исходные данные для расчета подшипников:
Частота вращения вала n2 = 389,9 об/мин
Базовая долговечность подшипника L10h = 24500 ч
Диаметр посадочных поверхностей вала dп = 30 мм
Действующие силы: радиальные
осевые
Статическая грузоподъемность Сor = 12000 Н
Динамическая грузоподъемность Сr = 22000 Н

53.

Fa
C or
0,014
0,018
0,023
0,029
0,034
0,040
0,046
0,052
0,057
0,066
0,076
0,086
0,094
0,104
0,110
0,140
0,170
0,230
0,290
0,330
0,380
0,430
0,570
Fa1
VFr
Х
0,45
Fa1
е
VFr
Y
1,81
1,76
1,69
1,62
1,60
1,56
1,52
1,49
1,46
1,44
1,41
1,34
1,30
1,25
1,22
1,18
1,13
1,08
1,04
1,03
1,02
1,01
1,00
Х
1
е
е
Y
0
0,300
0,311
0,324
0,340
0,345
0,352
0,358
0,365
0,370
0,382
0,396
0,410
0,425
0,440
0,450
0,465
0,480
0,500
0,520
0,526
0,533
0,540
0,540
6. Расчет подшипников
качения
53
Определяем отношение:
Так как для полученного значения
отношения 0,0534 значение параметра
осевого нагружения не определено,
используем для определения линейную
интерполяцию:
Осевые составляющие от радиальных
нагрузок:
S1 eFr1
S2 eFr2

54.

Fa
C or
Fa1
е
Fa1
е
е
6.VF
Расчет
подшипников6.качения
Расчет подшипников
r
Х
Y
Х
Y
качения
Суммарные осевые нагрузки на подшипник
VFr
54
0,014
1,81
0,300
0,018
1,76
0,311
Условия
нагружения
Осевые
0,023
1,69
0,324 силы
0,029 S1 S2;
1,62
0,340
Fa 0
F
S
Fa
a1
1 ; Fa 2 S1Уточняем
значение параметра осевого
0,034 S S ;
1,60
0,345
Fa S2 – S1
1
2
0,040
1,56
0,352
нагружения
Fa S2 – S1
Fa 2 S0,358
0,046 S1 S2;
1,52
2 ; Fa1 S2 Fa
Так как для полученного значения
0,052
1,49
0,365
отношения 0,1248 значение параметра
0,057
1,46
0,370
0,066
1,44
0,382
осевого нагружения не определено,
0,076
1,41
0,396
используем
для определения линейную
Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем
отношение:
0,086
0,45
1,34
1
0
0,410
интерполяцию:
0,094
1,30
0,425
0,104
1,25
0,440
0,110
1,22
0,450
Для более нагруженной опоры
0,140
1,18
0,465
0,170
1,13
0,480
определяем отношение:
0,230
1,08
0,500
0,290
1,04
0,520
0,330
1,03
0,526
Х = 0,45
0,380
1,02
0,533
0,430
1,01
0,540
0,570
1,00
0,540

55.

6. Расчет подшипников качения
Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры
Р 2 (VXFr2 YFa 2 )K б К т
где Кб = 1,3 – коэффициент безопасности;
Кт = 1 – температурный коэффициент
Уточняем коэффициент е для левой опоры
Для менее нагруженной опоры определяем отношение:
55
Fa
C or
е
0,014
0,018
0,023
0,029
0,034
0,040
0,046
0,052
0,057
0,066
0,076
0,086
0,094
0,104
0,110
0,140
0,170
0,230
0,290
0,330
0,380
0,430
0,570
0,300
0,311
0,324
0,340
0,345
0,352
0,358
0,365
0,370
0,382
0,396
0,410
0,425
0,440
0,450
0,465
0,480
0,500
0,520
0,526
0,533
0,540
0,540

56.

Fa
C or
0,014
0,018
0,023
0,029
0,034
0,040
0,046
0,052
0,057
0,066
0,076
0,086
0,094
0,104
0,110
0,140
0,170
0,230
0,290
0,330
0,380
0,430
0,570
Fa1
VFr
Х
0,45
Fa1
е
VFr
Y
1,81
1,76
1,69
1,62
1,60
1,56
1,52
1,49
1,46
1,44
1,41
1,34
1,30
1,25
1,22
1,18
1,13
1,08
1,04
1,03
1,02
1,01
1,00
Х
1
е
е
Y
0
0,300
0,311
0,324
0,340
0,345
0,352
0,358
0,365
0,370
0,382
0,396
0,410
0,425
0,440
0,450
0,465
0,480
0,500
0,520
0,526
0,533
0,540
0,540
6. Расчет подшипников
качения
56
Х=1 Y=0
Эквивалентная динамическая нагрузка
левой опоры
Р1 (VXFr1 YFa1 )K б К т
Для более нагруженной опоры (правой)
определяем долговечность (выбранного)
подшипника
p
C r 10 6
L10 h a1a 23
P2 60 n 2
где а1 = 1
а23 = 0,7 – 0,8
Так как долговечность меньше базовой,
необходимо подобрать подшипник более
тяжелой серии, выполнить пересчет
крышек подшипников и проверить
долговечность вновь принятых
подшипников.

57.

7. Проверка прочности шпоночных соединений
57
Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки
Для входного вала
Диаметр вала Сечение шпонки, мм
Глубина паза, мм
В месте установки шкива:
d, мм
b
h
вала t1
ступицы t2
Св. 17 до 22
6
6
3,5
2,8
b = 8; h = 7; t1 = 4; t2 = 3,3
Св. 22 до 30
8
7
4,0
3,3
Для промежуточного вала
В месте установки
Св. 30 до 38
10
8
5,0
3,3
шестерни и колеса:
Св. 38 до 44
12
8
5,0
3,3
Св. 44 до 50
14
9
5,5
3,8
b = 10; h = 8; t1 = 5; t2 = 3,3
Св. 50 до 58
16
10
6,0
4,3
Если шестерня выполнена
Св. 58 до 65
18
11
7,0
4,4
за одно целое с валом,
Св. 65 до 75
20
12
7,5
4,9
шпонка не требуется.
Св. 75 до 85
22
14
9,0
5,4
Св. 85 до 95
25
14
9,0
5,4
Св. 95 до 110
28
16
10,0
6,4
Для выходного вала
В месте установки колеса:
В месте установки полумуфты:
b = 16; h = 10; t1 = 6; t2 = 4,3
b = 10; h = 8; t1 = 5; t2 = 3,3

58.

5. Проверка прочности шпоночных соединений
58
Рабочая длина шпонки
Для шкива
Для колеса быстроходной ступени
Для шестерни тихоходной ступени
Для колеса тихоходной ступени
Для полумуфты
Для шкива
Для колеса быстроходной ступени
Для шестерни тихоходной ступени
Для колеса тихоходной ступени
l, мм
10
12
14
16
18
20
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220

59.

5. Проверка прочности шпоночных соединений
59
Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжениям смятия
см
2Т i
см
zl p d i h t1
см = 160 МПа
Тi – вращающий момент на валу, Н мм;
z – число шпонок (предварительно принимаем 1);
lp – рабочая длина шпонки, мм;
di – диаметр вала, мм;
h – высота шпонки, мм;
t1 – глубина паза вала, мм;
Для шкива
Условие прочности выполняется
Для колеса
Условие прочности выполняется
Для шестерни
Условие прочности выполняется
Для колеса
Условие прочности выполняется

60.

60
6. Выбор и расчет муфты
Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения в зависимости от
расчетного вращающего момента Тр
Тр = kр Т3
k p 1,5 коэффициент режима работы привода от электродвигателя
При выборе муфты должно соблюдаться условие Т р Т с
Муфты фланцевые (ГОСТ 20761-80)
Расчетный
момент Тс,
Н∙м
D0,
мм
l,
мм
Болты
диаметр, мм
d
d1
d
125
250
400
630
1000
1600
2500
4000
6300
85
110
120
130
140
150
180
200
225
58
82
82
105
105
105
130
130
165
10
12
12
16
16
16
16
20
20
8,316
10,106
10,106
13,835
13,835
13,835
13,835
17,294
17,294
11
13
13
17
17
17
17
21
21
количе
ство
4
4
4
6
6
6
6
8
8
Муфты упругие втулочно-пальцевые
(ГОСТ 21424-93)
Расчетный
момент Тс,
Н∙м
D0,
мм
125
250
84
100
60
80
400
710
1000
2000
4000
8000
120
140
170
190
242
300
110
110
110
140
170
210
l,
мм
Пальцы
lп,м
z
14
14
м
33
33
Втулки
dвт, lвт,
мм мм
4
6
27
27
28
28
18
18
18
24
30
38
42
42
42
52
66
84
6
8
10
10
10
10
35
35
35
45
56
70
36
36
36
44
56
72
dп,
мм
Выписываем стандартные параметры выбранной муфты (тип муфты указан в задании)

61.

6. Выбор и расчет муфты
Муфты фланцевые (ГОСТ 20761-80)
Муфты упругие втулочно-пальцевые
(ГОСТ 21424-93)
Болты в отверстия поставлены с зазором
p
10,4Tp
d12 D 0 fz
p
f = 0,15 – коэффициент трения
Условие прочности пальца на изгиб
и 90 МПа допускаемое
напряжение на изгиб для пальцев
р 0,5 т
т – предел текучести материала болта
(для стали Ст 3 т = 220 МПа; для стали 35
т = 320 МПа; для стали 45 т = 360 МПа)
61

62.

6. Выбор и расчет муфты
Муфты фланцевые (ГОСТ 20761-80)
Болты в отверстия поставлены без зазора
Условие прочности на срез
ср
8Т р
d б2 D 0 z
Муфты упругие втулочно-пальцевые
(ГОСТ 21424-93)
Резиновая втулка проверяется на смятие
cp
z’= z/2 число болтов, установленных
без зазора
ср 0,25 т
см 1,8 2,0 МПа – допускаемое
напряжение на смятие для резины
62

63.

63
7. Определение марки масла
Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется
в зависимости от фактора з.п
10 5 Н HV 2H Н – твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев в шестерне
HV
з .п
НВ 332 313 302 297 290 283
HV 353 334 322 317 310 301
Среднее значение вязкости масла
б т
2
Для смазывания принимаем масло
ср
И – 100 А
Марка масел
И-5А
И-8А
И-12А
И-А20
И-А25
И-А30
И-А40
И-50А
И-70 А
И-100 А
Вязкость ∙106, м2/с,
при 50° С
4–5
6–8
10 – 14
17 – 23
24 – 27
28 – 33
35 – 45
47 – 55
65 – 75
90 – 118