Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Здесь скан задания на КП
Содержание
1 Введение 42 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 63 Расчёт клиноременной передачи 103.1 Проектный расчёт 103.2 Проверочный расчёт расчёт 124 Расчёт зубчатой конической передачи 164.1 Проектный расчёт 164.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 194.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 205 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи 245.1 Проектный расчёт 245.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 275.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 286 Предварительный расчёт валов 326.1 Ведущий вал. 326.2 2-й вал. 326.3 Выходной вал. 337 Конструктивные размеры шестерен и колёс 367.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи 367.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи 367.3 Коническая шестерня 2-й передачи 377.4 Коническое колесо 2-й передачи 377.5 Цилиндрическая шестерня 3-й передачи 387.6 Цилиндрическое колесо 3-й передачи 388 Проверка прочности шпоночных соединений 408.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи 408.2 Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи 408.3 Шестерня 2-й зубчатой конической передачи 418.4 Колесо 2-й зубчатой конической передачи 428.5 Шестерня 3-й зубчатой цилиндрической передачи 428.6 Колесо 3-й зубчатой цилиндрической передачи 439 Конструктивные размеры корпуса редуктора 4510 Проверка долговечности подшипников 4710.1 Расчёт реакций в опорах 1-го вала 4710.2 1-й вал 4710.3 Расчёт реакций в опорах 2-го вала 4810.4 2-й вал 4910.5 Расчёт реакций в опорах 3-го вала 5010.6 3-й вал 5011 Расчёт валов 5311.1 Расчёт моментов 1-го вала 5311.2 Эпюры моментов 1-го вала 5411.3 Расчёт 1-го вала 5511.4 Расчёт моментов 2-го вала 5711.5 Эпюры моментов 2-го вала 5911.6 Расчёт 2-го вала 6011.7 Расчёт моментов 3-го вала 6211.8 Эпюры моментов 3-го вала 6411.9 Расчёт 3-го вала 6512 Тепловой расчёт редуктора 6913 Выбор сорта масла 7014 Выбор посадок 7115 Технология сборки редуктора 7216 Заключение 7317 Список использованной литературы 74
Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для ременной передачи с клиновым ремнем: h1 = 0,96
- для закрытой зубчатой конической передачи: h2 = 0,965
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h3 = 0,98
Общий КПД привода вычисляем по формуле:
h = h1 · h2 · h3 · hподш.3 · hмуфты1 (2.1)
где hподш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников.
hмуфты = 0,98 - КПД одной муфты.
Подставляя, получим:
h = 0,96 · 0,965 · 0,98 · 0,993 · 0,981 = 0,863
Угловая скорость на выходном валу будет:
wвых. = p · nвых. / 30 (2.2)
Подставляя значение nвых., получаем:
wвых. = 3,142 · 12 / 30 = 1,257 рад/с
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб. = Mвых. · wвых. / h (2.3)
После подстановки имеем:
Pтреб. = 4000 · 10-3 · 1,257 / 0,863 = 5,826 кВт
В таблице П.1[1(см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 160S8, с синхронной частотой вращения nдвиг.синх.=750 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=7,5 кВт и скольжением s=2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения:
nдвиг. = nдвиг.синх. - nдвиг.синх. · s / 100% (2.4)
Подставляя соответствующие значения, получаем:
nдвиг. = 750-750·2,5/100 = 731,25 об/мин,
Угловая скорость:
wдвиг. = p · nдвиг. / 30 (2.5)
В итоге получаем:
wдвиг. = 3,14 · 731,25 / 30 = 76,576 рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
uобщ. = wдвиг. / wвых. (2.6)
После подстановки получаем:
uобщ. = 76,576 / 1,257 = 60,92
Для передач выбрали следующие передаточные числа:
u1 = 3,15
u2 = 3,55
u3 = 5,6
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.
Таблица 1. Частоты и угловые скорости вращения валов.
|
Вал |
Частота вращения, об./мин |
Угловая скорость вращения, рад/с |
|
Вал 1-й |
n1 = nдвиг. / u1 = 731,25 / 3,15 = 232,143 |
w1 = wдвиг. / u1 = 76,576 / 3,15 = 24,31 |
|
Вал 2-й |
n2 = n1 / u2 = 232,143 / 3,55 = 65,392 |
w2 = w1 / u2 = 24,31 / 3,55 = 6,848 |
|
Вал 3-й |
n3 = n2 / u3 = 65,392 / 5,6 = 11,677 |
w3 = w2 / u3 = 6,848 / 5,6 = 1,223 |
Мощности на валах:
Pведущ.шкив.1-й передачи = Pтреб. = 5826Вт
P1 = Pтреб. · h1 · hподш. = 5826 · 0,96 · 0,99 = 5537,03 Вт
P2 = P1 · h2 · hподш. = 5537,03 · 0,965 · 0,99 = 5289,802 Вт
P3 = P2 · h3 · hподш. = 5289,802 · 0,98 · 0,99 = 5132,166 Вт
Вращающие моменты на валах:
Tведущ.шкив.1-й передачи = Pведущ.шкив.1-й передачи / wдвиг. = 5826 · 103 / 76,576 = 76081,279 H·мм = 76,081 H·м
T1 = P1 / w1 = (5537,03 · 103) / 24,31 = 227767,585 Н·мм = 227,768 Н·м
T2 = P2 / w2 = (5289,802 · 103) / 6,848 = 772459,404 Н·мм = 772,459 Н·м
T3 = P3 / w3 = (5132,166 · 103) / 1,223 = 4196374,489 Н·мм = 4196,374 Н·м
По таблице П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 160S8, с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с мощностью Pдвиг.=7,5 кВт и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 731,25 об/мин.
Таблица 2. Передаточные числа и КПД передач.
|
Передачи |
Передаточное число |
КПД |
|
1-я ременная передача с клиновым ремнём |
3,15 |
0,96 |
|
2-я закрытая зубчатая коническая передача |
3,55 |
0,965 |
|
3-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача |
5,6 |
0,98 |
Таблица 3. Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах.
|
Валы |
Частота вращения, |
Угловая скорость, |
Момент, |
|
1-й вал |
232,143 |
24,31 |
227767,585 |
|
2-й вал |
65,392 |
6,848 |
772459,404 |
|
3-й вал |
11,677 |
1,223 |
4196374,489 |
Рис. 1. Передача клиноременная.
1. По номограмме 5.2[3] в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом P(треб.) = T(ведущий шкив) · w(двиг.) = 76,081 · 76,576 = 5,826 кВт - мощность передаваемая ведущим шкивом (здесь: T(ведущий шкив) = 76,081 Н·м - момент на ведущем шкиве, w(двиг.) = 76,576 рад/с - угловая скорость на ведущем шкиве), и его частоты вращения n(двиг.) = 731,247 об/мин выбираем клиновой ремень нормального сечения "Б".
2. По таблице 5.4[3] минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min = 125 мм.
3. По таблице К40[3] принимаем диаметр ведущего шкива d1 = 224 мм.
4. Диаметр ведомого шкива:
d2 = d1 · u1 · (1 - e) = 224 · 3,15 · (1 - 0,015) = 695,016 мм. (3.1)
По табл. К40[3] полученное значение округляем до ближайшего стандартного d2 = 710 мм.
5. Фактическое значение передаточного числа u и его отклонение Du от заданного u1:
uф = d2 / (d1 · (1 - e)) = 710 / (224 · (1 - 0,015)) = 3,218 (3.2)
Du = |uф - u1| / u1 · 100% (3.3)
Du = |3,218 - 3,15| / 3,15 · 100% = 2,159% £ 4%.
6. Ориентировочное межосевое расстояние:
aw ³ 0,55 · (d1 + d2) + h = 0,55 · (224 + 710) + 10,5 = 524,2 мм, (3.4)
здесь h = 10,5 мм - высота сечения ремня (см. табл. К31[3]).
7. Расчётная длина ремня:
l = 2 · aw + p · (d2 + d1) / 2 + (d2 - d1)2 / (4 · aw) (3.5)
l = 2 · 524,2 + 3,142 · (710 + 224) / 2 + (710 - 224)2 / (4 · 524,2) = 2628,36 мм.
По таблице К31[3] принимаем l = 3000 мм.
8. Уточнённое межосевое расстояние по стандартной длине l:
aw = [2 · l - p · (d2 + d1) + ((2 · l - p · (d2 + d1))2 - 8 · (d2 - d1)2)1/2] / 8 (3.6)
aw = [2 · 3000 - 3,142 · (710 + 224) + ((2 · 3000 - 3,142 · (710 + 224))2 - 8 · (710 - 224)2)1/2] / 8 =
= 725,757 мм
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения aw на 0,01·l = 30 мм для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения aw на 0,025·l = 75 мм.
9. Угол обхвата ремнём ведущего шкива:
a1 = 180o - 57o · (d2 - d1) / aw (3.7)
a1 = 180o - 57o · (710 - 224) / 725,757 = 141,83o ³ 120o
10. Скорость ремня:
V = p · d1 · n(двиг.) / (60 · 103) (3.8)
V = 3,142 · 224 · 731,247 / (60 · 103) = 8,577 м/с. £ [V] = 25 м/с.
Здесь n(двиг.) = 731,247 об/мин - частота вращения ведущего шкива, [V] = 25 м/c - допускаемая скорость.
11. Частота пробегов ремня:
U = V / l = 8,577 / 3 = 2,859 c-1 £ [U] = 30 с-1 (3.9)
Здесь [U] = 30 c-1 - допускаемая частота пробегов ремня. Соотношение U £ [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000...5000 ч.
12. Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнём:
[Pп] = [Po] · Cp · Ca · Cl · Cz (3.10)
[Pп] = [3,491] · 0,8 · 0,92 · 1,035 · 0,95 = 2,393 кВт,
здесь:
[Po] = 3,491 кВт - допускаемая приведённая мощность, передаваемая одним клиновым ремнём;
Cp = 0,8 - поправочный коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы (табл. 5.2[3]);
Ca = 0,92 - поправочный коэффициент угла обхвата a1 на меньшем шкиве (табл. 5.2[3]);
Cl = 1,035 - поправочный коэффициент влияния отношения расчётной длины ремня lp к базовой lo;
Cz = 0,95 - поправочный коэффициент числа ремней в комплекте клиноремённой передачи.
13. Количество клиновых ремней в комплекте клиноремённой передачи:
z = P(треб.) / [Pп] = 5,826 / 2,393 = 2,435, (3.11)
где:
P(треб.) = T(ведущий шкив) · w(двиг.) = 76,081 · 76,576 = 5,826 кВт - мощность передаваемая ведущим шкивом, здесь: T(ведущий шкив) = 76,081 Н·м - момент на ведущем шкиве, w(двиг.) = 76,576 рад/с - угловая скорость на ведущем шкиве.
Принимаем z = 3.
14. Сила предварительного натяжения:
Fo = 850 · P(треб.) · Cl / (z · V · Ca · Cp) (3.12)
Fo = 850 · 5826 · 1,035 / (3 · 8,577 · 0,92 · 0,8) = 270,642Н.
15. Окружная сила:
Ft = P(треб.) · 103 / V = 5,826 · 103 / 8,577 = 679,258 Н. (3.13)
16. Силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей одного клинового ремня:
F1 = Fo + Ft / (2 · z) = 270,642 + 679,258 / (2 · 3) = 383,852 Н; (3.14)
F2 = Fo - Ft / (2 · z) = 270,642 - 679,258 / (2 · 3) = 157,432 Н; (3.15)
17. Сила давления ремней на вал:
Fоп = 2 · Fo · z · sin(a1 / 2) (3.16)
Fоп = 2 · 270,642 · 3 · sin(141,83o / 2) = 1534,596 Н.
18. Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:
Рис. 2. Эпюра суммарных напряжений ремня.
s = s1 + sи + sv £ [s]p, (3.17)
где:
[s]p = 10 Н/мм2 - допускаемое напряжение растяжения для плоских ремней;
s1 - напряжение растяжения в плоском ремне:
s1 = Fo / A + Ft / (2 · z · A) (3.18)
s1 = 270,642 / 138 + 679,258 / (2 · 3 · 138) = 0,003 Н/мм2, здесь:
A = 138 мм2 - площадь сечения ремня (табл. K31[3]);
sи - напряжение изгиба:
sи = Eи · h / d1 = 80 · 10,5 / 224 = 3,75 Н/мм2, (3.19)
где:
Eи = 80 МПа - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;
h = 10,5 мм - параметр клинового ремня (табл. K31[3]);
sv - напряжение от центробежных сил:
sv = r · V2 · 10-6 = 1400 · 8,5772 · 10-6 = 0,103 Н/мм2, (3.20)
где: r = 1400 кг/м3 - плотность материала ремня. Тогда:
s = 0,003 + 3,75 + 0,103 = 3,856 Н/мм2 £ [s]p = 10 Н/мм2
Условие прочности выполнено.
19. Геометрические параметры шкива:
Ширина шкивов Вш:
Вш = (z - 1) · e + 2 · f = (3 - 1) · 19 + 2 · 12,5 = 63 мм. (3.21)
Рис. 3. Шкив клиноременной передачи.
Остальные величины стандартные.
lр = 14 мм;
h = 10,8 мм;
t = 4,2 мм;
f = 12,5 мм;
e = 19 мм;
a = 36o.
Таблица 4. Параметры клиноременной передачи, мм.
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
Тип ремня |
клиновой |
Диаметр ведущего шкива d1 |
224 |
|
Сечение ремня |
Б |
Диаметр ведомого шкива d2 |
710 |
|
Количество ремней Z |
3 |
Максимальное напряжение smax, H/мм2 |
3,856 |
|
Межосевое расстояние aw |
725,757 |
||
|
Длина ремня l |
3000 |
Предварительное натяжение ремня Fo, Н |
270,642 |
|
Угол обхвата ведущего шкива a1, град |
141,83 |
Сила давления ремня на вал Fв, Н |
1534,596 |
Рис. 4. Передача зубчатая коническая.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):
- для шестерни:
сталь: 45
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 230
- для колеса:
сталь: 45
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 210
Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]) , будут:
[sH] = sH lim b · KHL / [SH], (4.1)
По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350:
sH lim b = 2 · HB + 70. (4.2)
sH lim b (шестерня) = 2 · 230 + 70 = 530 МПа;
sH lim b (колесо) = 2 · 210 + 70 = 490 МПа;
[SH] - коэффициент безопасности [SH]=1,1; KHL - коэффициент долговечности.
KHL = (NH0 / NHE)1/6, (4.3)
где NH0 - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NH0 = 17000000;
NHE = 60 · n · c · tS · KHE (4.4)
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 232,143 об./мин.; n(колеса) = n2 = 65,392 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 · Lг · C · tc · kг · kс (4.5)
- Lг=9 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены;
- kг=0,6 - коэффициент годового использования;
- kс=0,9 - коэффициент суточного использования.
tS = 365 · 9 · 2 · 8 · 0,6 · 0,9 = 28382,4 ч.
KHE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KHE = S[(Mi / Mmax)3 · (ti / tS) · (ni / nmax)] (4.6)
KHE = (1 / 1)3 · (0,2 / 1) · (1 / 1) + (0,8 / 1)3 · (0,6 / 1) · (1 / 1) + (0,7 / 1)3 · (0,2 / 1) · (1 / 1) = 0,576
Тогда:
NHE(шест.) = 60 · 232,143 · 1 · 28382,4 · 0,576 = 227708080,699
NHE(кол.) = 60 · 65,392 · 1 · 28382,4 · 0,576 = 64142734,492
В итоге получаем:
КHL(шест.) = (17000000 / 227708080,699)1/6 = 0,649
Так как КHL(шест.)<1.0 , то принимаем КHL(шест.) = 1
КHL(кол.) = (17000000 / 64142734,492)1/6 = 0,801
Так как КHL(кол.)<1.0 , то принимаем КHL(кол.) = 1
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [ sH3 ] = 530 · 1 / 1,1 = 481,818 МПа;
для колеса [ sH4 ] = 490 · 1 / 1,1 = 445,455 МПа.
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[ sH ] = [ sH4 ] = 445,455 МПа.
Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : KHb = 1,35 .
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем (рекомендация по ГОСТ 12289-76):
ybRe = 0,285.
Тогда внешний делительный диаметр колеса вычисляем по формуле (3.29[1]):
de4 = Kd · ((T2 · KHb · u2) / ([ sH ] 2 · (1 - 0.5 · ybRe)2 · ybRe))1/3 (4.7)
de4 = 99 · ((772459,404 · 1,35 · 3,55) / (445,4552 · (1 - 0.5 · 0,285)2 · 0,285))1/3 =
= 442,053 мм.
где для прямозубых колес Кd = 99, а передаточное число нашей передачи u2 = 3,55.
T2 = 772459,404 Н·мм - момент на колесе.
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de4 = 450 мм, см. с.49[1].
Примем число зубьев шестерни z3 = 25.
Тогда число зубьев колеса:
z4 = z3 · u2 = 25 · 3,55 = 88,75. (4.8)
Принимаем z4 = 89. Тогда:
u2 = z4 / z3 = 89 / 25 = 3,56 (4.9)
Отклонение от заданного:
((3,56 - 3,55) * 100) / 3,55 = 0,282%, (4.10)
что допускается ГОСТ 12289-76 (по стандарту отклонение не должно превышать 3%)
Внешний окружной модуль:
me = de4 / z4 = 450 / 89 = 5,056 мм. (4.11)
В конических колесах не обязательно иметь стандартное значение me. Это связано с технологией нарезания зубьев конических колес. Примем: me = 5,06 мм.
Углы делительных конусов:
ctg(d3) = u2 = 3,56; d3 = 15,732o (4.12)
d4 = 90o - d3 = 90o - 15,732o = 74,268o. (4.13)
Внешнее конусное расстояние Re и ширина венца b:
Re = 0.5 · me · (z32 + z42)1/2 = 0.5 · 5,06 · (252 + 892)1/2 = 233,885 мм; (4.14)
b = ybRe · Re = 0,285 · 233,885 = 66,657 мм. (4.15)
Принимаем: b = 67 мм.
Внешний делительный диаметр шестерни:
de3 = me · z3 = 5,06 · 25 = 126,5 мм. (4.16)
Средний делительный диаметр шестерни:
d3 = 2 · (Re - 0,5 · b) · sin(d3) (4.17)
d3 = 2 · (233,885 - 0,5 · 67) · sin(15,732o) = 108,664 мм.
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):
dae3 = de3 + 2 · me · cos(d3) = 126,5 + 2 · 5,06 · cos(15,732o) = 136,241 мм; (4.18)
dae4 = de4 + 2 · me · cos(d4) = 450 + 2 · 5,06 · cos(74,268o) = 452,744 мм; (4.19)
Средний окружной модуль:
m = d3 / z3 = 108,664 / 25 = 4,347 мм. (4.20)
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:
ybd = b / d3 = 67 / 108,664 = 0,617. (4.21)
Средняя окружная скорость колес:
V = w1 · d3 / 2 = 24,31 · 108,664 · 10-3 / 2 = 1,321 м/c. (4.22)
Для конической передачи назначаем 7-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки равен:
KH = KHb · KHa · KHv. (4.23)
Коэффициент KHb=1,245 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент KHa=1 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент Khv=1,07 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:
KH = 1,245 · 1 · 1,07 = 1,332
Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.27[1]:
sH = (335 / (Re - 0,5 · b)) · ((T2 · KH · (u22 + 1)3/2) / (b · u22))1/2 (4.24)
sH = (335 / (233,885 - 0,5 · 66,657)) · ((772459,404 · 1,332 · (3,552 + 1)3/2) / (67 · 3,552))1/2 =
= 412,996 МПа. £ [sH] = 445,455 МПа.
Силы, действующие в зацеплении вычислим по формулам:
окружная:
Ft = 2 · T1 / d3 = 2 · 227767,585 / 108,664 = 4192,144 Н; (4.25)
радиальная:
Fr3 = Fa4 = Ft · tg(a) · Cos(d3) = 4192,144 · tg(20o) · cos(15,732o) = 1468,659 Н; (4.26)
осевая:
Fa3 = Fr4 = Ft · tg(a) · sin(d1) = 4192,144 · tg(20o) · sin(15,732o) = 413,707 Н. (4.27)
Коэффициент перегрузки привода Кп = 2. Максимальное напряжение, возникающее при пиковой нагрузке, определяют по формуле 3.21[1]:
smax = sH · Kп1/2 = 412,996 · 21/2 = 584,065 МПа, (4.28)
оно не должно превышать предельного допускаемого напряжения:
[sHпр] = 3,1 · st4 = 3.1 · 390 = 1209 МПа. (4.29)
smax < [sHпр]
Условие прочности по пиковым нагрузкам выполнено.
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.31[1]:
sF = Ft · KF · YF / (uF · b · m) £ [sF] (4.30)
Здесь коэффициент нагрузки KF = KFb · KFv (см. стр. 42[1]), в соответствии с рекомендациями на стр. 53[1]. По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KFb = 1,416, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=1,15. Таким образом коэффициент KF = 1,416 · 1,15 = 1,628. uF=0.85 - опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической. YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа zv (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):
у шестерни : zv3 = z3 / cos(d3) = 25 / cos(15,732o) = 25,973 (4.31)
у колеса : zv4 = z4 / cos(d4) = 89 / cos(74,268o) = 328,246 (4.32)
Тогда : YF3 = 3,881
YF4 = 3,486
Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:
[sF] = soF lim b · KFL / [Sf] . (4.33)
KFL - коэффициент долговечности.
KFL = (NFO / NFE)1/6, (4.34)
где NFO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000;
NFE = 60 · n · c · tS · KFE (4.35)
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 232,143 об./мин.; n(колеса) = n2 = 65,392 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
- tS - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.:
tS = 365 · Lг · C · tc · kг · kс (4.36)
- Lг=9 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены;
- kг=0,6 - коэффициент годового использования;
- kс=0,9 - коэффициент суточного использования.
tS = 365 · 9 · 2 · 8 · 0,6 · 0,9 = 28382,4 ч.
KFE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KFE = S[(Mi / Mmax)3 · mF · (ti / tS) · (ni / nmax)] (4.37)
KFE = (1 / 1)3 · 6 · (0,2 / 1) · (1 / 1) + (0,8 / 1)3 · 6 · (0,6 / 1) · (1 / 1) + (0,7 / 1)3 · 6 · (0,2 / 1) · (1 / 1) = 3,455
где mF = 6 для сталей нормальной прочности.
Тогда:
NFE(шест.) = 60 · 232,143 · 1 · 28382,4 · 3,455 = 1365853157,667
NFE(кол.) = 60 · 65,392 · 1 · 28382,4 · 3,455 = 384745048,036
В итоге получаем:
КFL(шест.) = (4000000 / 1365853157,667)1/6 = 0,378
Так как КFL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1
КFL(кол.) = (4000000 / 384745048,036)1/6 = 0,467
Так как КFL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1
Для шестерни: soF lim b = 414 МПа;
Для колеса : soF lim b = 378 МПа.
Коэффициент [Sf] безопасности находим по формуле 3.24[1]:
[SF] = [SF]' · [SF]". (4.38)
где для шестерни [SF]' = 1,75 ;
[SF]' = 1 ;
[SF(шест.)] = 1,75 · 1 = 1,75
для колеса [SF]' = 1,75 ;
[SF]" = 1 .
[SF(кол.)] = 1,75 · 1 = 1,75
Допускаемые напряжения:
для шестерни: [sF3] = 414 · 1 / 1,75 = 236,571 МПа;
для колеса : [sF4] = 378 · 1 / 1,75 = 216 МПа;
Находим отношения [sF] / YF : (4.39)
для шестерни: [sF3] / YF3 = 236,571 / 3,881 = 60,956
для колеса : [sF4] / YF4 = 216 / 3,486 = 61,962
Дальнейший расчет будем вести для шестерни, для которой найденное отношение меньше.
Проверяем прочность зуба шестерни:
sF3 = Ft · KF · YF1 / (uF · b · m) £ [sF]
sF3 = 4192,144 · 1,628 · 3,881 / (0.85 · 67 · 4,347) =
106,992 МПа < [sF] = 236,571 МПа.
Условие прочности выполнено.
Таблица 5. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
|
Элемент передачи |
Марка стали |
Термообработка |
HB1ср |
sв |
[s]H |
[s]F |
|
HB2ср |
H/мм2 |
|||||
|
Шестерня |
45 |
улучшение |
230 |
780 |
481,818 |
236,571 |
|
Колесо |
45 |
улучшение |
210 |
730 |
445,455 |
216 |
Таблица 6. Параметры зубчатой конической передачи, мм.
|
Проектный расчёт |
||||
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
|
Внешнее конусное расстояние Re |
233,885 |
Угол наклона зубьев b, град |
0 |
|
|
Внешний модуль me(mte) |
5,06 |
Внешний делительный диаметр: |
||
|
Ширина зубчатого венца b |
67 |
шестерни de1 колеса de2 |
126,5 450 |
|
|
Числа зубьев: |
Внешний диаметр окружности вершин: |
|||
|
шестерни z1 колеса z2 |
25 89 |
|||
|
шестерни dae1 колеса dae2 |
136,241 452,744 |
|||
|
Вид зубьев |
прямозубая передача |
Внешний диаметр окружности впадин: |
||
|
шестерни dfe1 колеса dfe2 |
114,834 446,714 |
|||
|
Угол делительного конуса, град: |
Средний делительный диаметр: |
|||
|
шестерни d2 колеса d1 |
15,732 74,268 |
шестерни d1 колеса d2 |
108,664 385,757 |
|
|
Проверочный расчёт |
||||
|
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчётные значения |
Примечание |
|
|
Контактные напряжения sH, H/мм2 |
445,455 |
412,996 |
- |
|
|
Напряжения изгиба, H/мм2 |
sF1 |
236,571 |
106,992 |
- |
|
sF2 |
216 |
96,102 |
- |
Рис. 5. Передача зубчатая цилиндрическая косозубая.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):
- для шестерни:
сталь: 45
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 230
- для колеса:
сталь: 45
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 210
Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]), будут:
[sH] = sH lim b · KHL / [SH] (5.1)
По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
sH lim b = 2 · HB + 70 (5.2)
sH lim b (шестерня) = 2 · 230 + 70 = 530 МПа;
sH lim b (колесо) = 2 · 210 + 70 = 490 МПа;
[SH] - коэффициент безопасности [SH]=1,1; KHL - коэффициент долговечности.
KHL = (NH0 / NHE)1/6, (5.3)
где NH0 - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NH0 = 17000000;
NHE = 60 · n · c · tS · KHE (5.4)
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n2 = 65,394 об./мин.; n(колеса) = n3 = 11,678 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
- tS - продолжительность работы передачи в расчётный срок службыб ч.:
tS = 365 · Lг · C · tc · kг · kс (5.5)
- Lг=9 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены;
- kг=0,6 - коэффициент годового использования;
- kс=0,9 - коэффициент суточного использования.
tS = 365 · 9 · 2 · 8 · 0,6 · 0,9 = 28382,4 ч.
KHE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KHE = S[(Mi / Mmax)3 · (ti / tS) · (ni / nmax)] (5.6)
KHE = (1 / 1)3 · (0,2 / 1) · (1 / 1) + (0,8 / 1)3 · (0,6 / 1) · (1 / 1) + (0,7 / 1)3 · (0,2 / 1) · (1 / 1) = 0,576
Тогда:
NHE(шест.) = 60 · 65,394 · 1 · 28382,4 · 0,576 = 64144696,283
NHE(кол.) = 60 · 11,678 · 1 · 28382,4 · 0,576 = 11454900,498
В итоге получаем:
КHL(шест.) = (17000000 / 64144696,283)1/6 = 0,801
Так как КHL(шест.)<1,0, то принимаем КHL(шест.) = 1
КHL(кол.) = (17000000 / 11454900,498)1/6 = 1,068
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [ sH5 ] = 530 · 1 / 1,1 = 481,818 МПа;
для колеса [ sH6 ] = 490 · 1,068 / 1,1 = 475,745 МПа.
Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]:
[ sH ] = 0.45 · ( [ sH5 ] + [ sH6 ] ) (5.7)
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[ sH ] = 0.45 · (481,818 + 475,745) = 430,903 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[ sH ] = 430,903 МПа < 1.23 · [ sH6 ] = 1.23 · 475,751 = 585,174 МПа.
Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : KHb = 1,25 .
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: yba = b / aw = 0,3, (см. стр.36[1]).
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:
aw = Ka · (u3 + 1) · (T3 · KHb / ([ sH ] 2 · u32 · yba )) 1/3 (5.8)
aw = 43.0 · (5,6 + 1) · (4196374,489 · 1,25 / (430,9032 · 5,62 · 0,3))1/3 = 409,438 мм.
где для косозубых колес Кa = 43,0, передаточное число передачи u3 = 5,6; T3 = 4196374,489 Н·мм - вращающий момент на колесе.
Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66: aw = 400 мм .
Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:
mn = (0.01...0.02) · aw мм, для нас: mn = 4 . . . 8 мм, принимаем:
по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 6 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев b = 10 o и определим числа зубьев шестерни и колеса (см. формулу 3.16[1]):
z5 = 2 · aw · cos(b) / ((u3 + 1) · mn) (5.9)
z5 = 2 · 400 · cos(10o) / ((5,6 + 1) · 6) = 19,895
Примем: z5 = 20.
z6 = u3 · z5 = 5,6 · 20 = 112 (5.10)
Уточненное значение угла наклона зубьев будет:
cos(b) = (z5 + z6) · mn / (2 · aw) = (20 + 112) · 6 / (2 · 400) = 0,99 (5.11)
b = 8,11o
Основные размеры шестерни и колеса:
Рис. 6. Зацепление зубчатой цилиндрической передачи.
диаметры делительные:
d = mn · z / cos(b) (5.12)
d5 = mn · z5 / cos(b) = 6 · 20 / cos(8,11o) = 121,212 мм;
d6 = mn · z6 / cos(b) = 6 · 112 / cos(8,11o) = 678,789 мм.
Проверка: aw = (d5 + d6) / 2 = (121,212 + 678,789) / 2 = 400 мм .
диаметры вершин зубьев:
da = d + 2 · mn (5.13)
da5 = d5 + 2 · mn = 121,212 + 2 · 6 = 133,212 мм;
da6 = d6 + 2 · mn = 678,789 + 2 · 6 = 690,789 мм.
ширина колеса: b6 = yba · aw = 0,3 · 400 = 120 мм; (5.14)
ширина шестерни: b5 = b6 + 5 = 120 + 5 = 125 мм; (5.15)
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ybd = b5 / d5 = 125 / 121,212 = 1,031 (5.16)
Окружная скорость колес будет:
V = w5 · d5 / 2 = 6,848 · 121,212 · 10-3 / 2 = 0,415 м/c; (5.17)
При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки равен:
KH = KHb · KHa · KHn. (5.18)
Коэффициент KHb=1,116 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент KHa=1,06 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент KHn=1 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:
KH = 1,116 · 1,06 · 1 = 1,183
Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:
sH = (270 / aw) · ((T3 · KH · (u3 + 1)3) / (b6 · u32))1/2 (5.19)
sH = (270 / 400) · ((4196374,489 · 1,183 · (5,6 + 1)3 / (120 · 5,62))1/2 =
= 415,691 МПа. £ [sH]
Фактическая недогрузка:
DsH = (s - [s]H) · 100% / [s] = (415,691 - 430,903) · 100% / 430,903 = -3,53%, что меньше допустимых 13%.
Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:
окружная:
Ft5 = Ft6 = 2 · T2 / d5 = 2 · 772459,404 / 121,212 = 12745,593 Н, (5.20)
радиальная:
Fr5 = Fr6 = Ft5 · tg(a) / cos(b) = 12745,593 · tg(20o) / cos(8,11o) = 4685,88 Н; (5.21)
осевая:
Fa5 = Fa6 = F t5 · tg(b) = 12745,593 · tg(8,11o) = 1816,236 Н. (5.22)
Коэффициент перегрузки привода Кп = 2. Максимальное напряжение, возникающее при пиковой нагрузке, определяют по формуле 3.21[1]:
smax = sH · Kп1/2 = 415,691 · 21/2 = 587,876, (5.23)
оно не должно превышать предельного допускаемого напряжения:
[sHпр] = 3,1 · st6 = 3.1 · 390 = 1209 МПа. (5.24)
smax < [sHпр]
Условие прочности по пиковым нагрузкам выполнено.
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25[1]:
sF = Ft · KF · YF · Yb · KFa / (b · mn) £ [sF] (5.25)
Здесь коэффициент нагрузки KF = KFb · KFn (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KFb = 1,241, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFn=1,1. Таким образом коэффициент KF = 1,241 · 1,1 = 1,365. Y - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):
у шестерни: Zv5 = z5 / cos3(b) = 20 / cos3(8,11o) = 20,612 (5.26)
у колеса: Zv6 = z6 / cos3(b) = 112 / cos3(8,11o) = 115,429 (5.27)
Тогда: YF5 = 4,067; YF6 = 3,592
Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:
[sF] = soF lim b · KFL / [Sf] . (5.28)
KFL - коэффициент долговечности.
KFL = (NFO / NFE)1/6, (5.29)
где NFO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000;
NFE = 60 · n · c · tS · KFE (5.30)
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n2 = 65,394 об./мин.; n(колеса) = n3 = 11,678 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
- tS - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
tS = 365 · Lг · C · tc · kг · kс (5.31)
- Lг=9 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены;
- kг=0,6 - коэффициент годового использования;
- kс=0,9 - коэффициент суточного использования.
tS = 365 · 9 · 2 · 8 · 0,6 · 0,9 = 28382,4 ч.
KFE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KFE = S[(Mi / Mmax)3 · mF · (ti / tS) · (ni / nmax)] (5.32)
KFE = (1 / 1)3 · 6 · (0,2 / 1) · (1 / 1) + (0,8 / 1)3 · 6 · (0,6 / 1) · (1 / 1) + (0,7 / 1)3 · 6 · (0,2 / 1) · (1 / 1) = 3,455
где mF = 6 для сталей нормальной прочности.
Тогда:
NFE(шест.) = 60 · 65,394 · 1 · 28382,4 · 3,455 = 384756815,379
NFE(кол.) = 60 · 11,678 · 1 · 28382,4 · 3,455 = 68709516,011
В итоге получаем:
КFL(шест.) = (4000000 / 384756815,379)1/6 = 0,467
Так как КFL(шест.)<1,0, то принимаем КFL(шест.) = 1
КFL(кол.) = (4000000 / 68709516,011)1/6 = 0,623
Так как КFL(шест.)<1,0, то принимаем КFL(шест.) = 1
Для шестерни: soF lim b = 414 МПа;
Для колеса : soF lim b = 378 МПа.
Коэффициент [SF] безопасности находим по формуле 3.24[1]:
[SF] = [SF]' · [SF]". (5.33)
где для шестерни [SF]' = 1,75 ;
[SF]" = 1 ;
[SF(шест.)] = 1,75 · 1 = 1,75
для колеса [SF]' = 1,75 ;
[SF]" = 1 .
[SF(кол.)] = 1,75 · 1 = 1,75
Допускаемые напряжения:
для шестерни: [sF5] = 414 · 1 / 1,75 = 236,571 МПа;
для колеса: [sF6] = 378 · 1 / 1,75 = 216 МПа;
Находим отношения [sF] / YF : (5.34)
для шестерни: [sF5] / YF5 = 236,571 / 4,067 = 58,168
для колеса: [sF6] / YF6 = 216 / 3,592 = 60,134
Дальнейший расчет будем вести для шестерни, для которой найденное отношение меньше.
Определим коэффициенты Yb и KFa (см.гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):
Yb = 1 - b / 140 = 1 - 8,11o / 140 = 0,942 (5.35)
KFa = (4 + (ea - 1) · (n - 5)) / (4 · ea) (5.36)
Для средних значений торцевого перекрытия ea = 1,5 и для 8-й степени точности (n - степень точности) KFa = 0,917.
Проверяем прочность зуба шестерни:
sF5 = (Ft · KF · YF6 · Yb · KFa) / (b5 · mn) =
= (12745,593 · 1,365 · 4,067 · 0,942 · 0,917) / (125 · 6) = 81,494 МПа
sF5 = 81,494 МПа < [sf] = 216 МПа.
Условие прочности выполнено.
Таблица 7. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
|
Элемент передачи |
Марка стали |
Термообработка |
HB1ср |
sв |
[s]H |
[s]F |
|
HB2ср |
H/мм2 |
|||||
|
Шестерня |
45 |
улучшение |
230 |
780 |
481,818 |
236,571 |
|
Колесо |
45 |
улучшение |
210 |
730 |
475,745 |
216 |
Таблица 8. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.
|
Проектный расчёт |
||||
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
|
Межосевое расстояние aw |
400 |
Угол наклона зубьев b, град |
8,11 |
|
|
Модуль зацепления m |
6 |
Диаметр делительной окружности: |
||
|
Ширина зубчатого венца: |
шестерни d1 колеса d2 |
121,212 678,789 |
||
|
шестерни b1 колеса b2 |
125 120 |
|||
|
Числа зубьев: |
Диаметр окружности вершин: |
|||
|
шестерни z1 колеса z2 |
20 112 |
шестерни da1 колеса da2 |
133,212 690,789 |
|
|
Вид зубьев |
косозубая передача |
Диаметр окружности впадин: |
||
|
шестерни df1 колеса df2 |
106,212 663,789 |
|||
|
Проверочный расчёт |
||||
|
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчётные значения |
Примечание |
|
|
Контактные напряжения sH, H/мм2 |
430,903 |
415,691 |
- |
|
|
Напряжения изгиба, H/мм2 |
sF1 |
236,571 |
81,494 |
- |
|
sF2 |
216 |
74,975 |
- |
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [tк] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
dв ³ (16 · Tк / (p · [tк]))1/3 (6.1)
Рис. 7. 1-й вал привода.
dв ³ (16 · 227767,585 / (3,142 · 20))1/3 = 38,709 мм.
Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d1 = 45 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 50 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 50 мм.
Под 4-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d4 = 45 мм.
Рис. 8. 2-й вал привода.
dв ³ (16 · 772459,404 / (3,142 · 20))1/3 = 58,157 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 60 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d2 = 70 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d3 = 65 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 60 мм.
Рис. 9. 3-й вал привода.
dв ³ (16 · 4196374,489 / (3,142 · 20))1/3 = 102,236 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d1 = 110 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 120 мм.
Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d3 = 130 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 120 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
Таблица 9. Диаметры валов, мм.
|
Валы |
Расчетный диаметр |
Диаметры валов по сечениям |
|||
|
1-е сечение |
2-е сечение |
3-е сечение |
4-е сечение |
||
|
Ведущий вал. |
38,709 |
Под 1-м элементом (ведомым) диаметр вала: 45 |
Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 50 |
Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала: 50 |
Под 4-м элементом (ведущим) диаметр вала: 45 |
|
2-й вал. |
58,157 |
Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала: 60 |
Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала: 70 |
Под 3-м элементом (ведущим) диаметр вала: 65 |
Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала: 60 |
|
Выходной вал. |
102,236 |
Под свободным (присоединительным) концом вала: 110 |
Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 120 |
Под 3-м элементом (ведомым) диаметр вала: 130 |
Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала: 120 |
Таблица 10. Длины участков валов, мм.
|
Валы |
Длины участков валов между |
||
|
1-м и 2-м сечениями |
2-м и 3-м сечениями |
3-м и 4-м сечениями |
|
|
Ведущий вал. |
90 |
90 |
75 |
|
2-й вал. |
110 |
80 |
110 |
|
Выходной вал. |
140 |
190 |
110 |
Диаметр ступицы:
dступ = (1,5...1,8) · dвала = (1,5...1,8) · 48 = 72...86,4 мм. (7.1)
Принимаем: dступ = 72 мм.
Длина ступицы:
Lступ = (1,2...1,5) · dвала = (1,2...1,5) · 48 = 57,6...72 мм (7.2)
Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине шкива: Lступ = 63 мм.
Толщина обода:dо = (1,1...1,3) · h = (1,1...1,3) · 10,8 = 11,88...14,04 мм (7.3)
Принимаем: dо = 12 мм.
где h = 10,8 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = d1 - 2 · (do + h) = 224 - 2 · (12 + 10,8) = 178,4 мм (7.4)
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) (7.5)
DC отв. = 0,5 · (178,4 + 72) = 125,2 мм » 125 мм
где Doбода = 178,4 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий:
Dотв. = (Doбода - dступ.) / 4 (7.6)
Dотв. = (178,4 - 72) / 4 = 26,6 мм » 27 мм.
Диаметр ступицы:
dступ = (1,5...1,8) · dвала = (1,5...1,8) · 45 = 67,5...81 мм. (7.7)
Принимаем: dступ = 68 мм.
Длина ступицы:
Lступ = (1,2...1,5) · dвала = (1,2...1,5) · 45 = 54...67,5 мм (7.8)
Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине шкива: Lступ = 63 мм.
Толщина обода:dо = (1,1...1,3) · h = (1,1...1,3) · 10,8 = 11,88...14,04 мм (7.9)
Принимаем: dо = 12 мм.
где h = 10,8 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = d2 - 2 · (do + h) = 710 - 2 · (12 + 10,8) = 664,4 мм (7.10)
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) (7.11)
DC отв. = 0,5 · (664,4 + 68) = 366,2 мм » 366 мм
где Doбода = 664,4 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий:
Dотв. = (Doбода - dступ.) / 4 (7.12)
Dотв. = (664,4 - 68) / 4 = 149,1 мм » 149 мм.
Диаметр ступицы:
dступ = (1,5...1,8) · dвала = (1,5...1,8) · 45 = 67,5...81 мм. (7.13)
Принимаем: dступ = 68 мм.
Длина ступицы:
Lступ = (1,2...1,4) · dвала = (1,2...1,4) · 45 = 54...63 мм (7.14)
Принимаем: Lступ = 54 мм.
Толщина обода:
dо = (3...4) · mn = 3 · 5,06 = 15,18 мм » 15 мм. (7.15)
где mn = 5,06 мм - модуль нормальный.
Толщина диска:
С = (0,1...0,17) · Re = 0,1 · 233,885 = 23,388 мм » 23 мм. (7.16)
где Re = 233,885 мм - внешнее конусное расстояние.
Диаметр ступицы:
dступ = (1,5...1,8) · dвала = (1,5...1,8) · 70 = 105...126 мм. (7.17)
Принимаем: dступ = 105 мм.
Длина ступицы:
Lступ = (1,2...1,4) · dвала = (1,2...1,4) · 70 = 84...98 мм (7.18)
Принимаем: Lступ = 84 мм.
Толщина обода:
dо = (3...4) · mn = 3 · 5,06 = 15,18 мм » 15 мм. (7.19)
где mn = 5,06 мм - модуль нормальный.
Толщина диска:
С = (0,1...0,17) · Re = 0,1 · 233,885 = 23,388 мм » 23 мм. (7.20)
где Re = 233,885 мм - внешнее конусное расстояние.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (318 + 105) = 211,5 мм » 211 мм (7.21)
где Doбода = 318 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий:
Dотв. = (Doбода - dступ.) / 4 = (318 - 105) / 4 = 53,25 мм » 53 мм. (7.22)
Диаметр ступицы:
dступ = (1,5...1,8) · dвала (7.23)
dступ = (1,5...1,8) · 65 = 97,5...117 мм. Принимаем dступ = 98 мм.
Длина ступицы:
Lступ = (0,8...1,5) · dвала (7.24)
Lступ = (0,8...1,5) · 65 = 52...97,5 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b5 = 125 мм.
Фаска:
n = 0,5 · mn = 0,5 · 6 = 3 мм (7.25)
Диаметр ступицы:
dступ = (1,5...1,8) · dвала (7.26)
dступ = (1,5...1,8) · 130 = 195...234 мм. Принимаем dступ = 195 мм.
Длина ступицы:
Lступ = (0,8...1,5) · dвала (7.27)
Lступ = (0,8...1,5) · 130 = 104...195 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b6 = 120 мм.
Толщина обода:
dо = (2,5...4) · mn (7.28)
dо = (2,5...4) · 6 = 15...24 мм,
здесь: mn = 6 мм - модуль нормальный. Принимаем: dо = 15 мм.
Толщина диска:
С = (0,2...0,3) · b6 (7.29)
C = (0,2...0,3) · 120 = 24...36 мм, здесь b6 = 120 мм - ширина зубчатого венца.
Принимаем: С = 24 мм.
Толщина рёбер: s = 0,8 · C = 0,8 · 24 = 19,2 мм » 19 мм. (7.30)
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Da6 - 2 · (2 · mn + do) (7.31)
Dобода = 690,789 - 2 · (2 · 6 + 15) = 636,789 мм » 637 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (637 + 195) = 416 мм » 417 мм. (7.32)
Диаметр отверстий:
Dотв. = (Doбода - dступ.) / 4 = (637 - 195) / 4 = 110,5 мм » 110 мм. (7.33)
Фаска:
n = 0,5 · mn = 0,5 · 6 = 3 мм (7.34)
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Рис. 10. Шпонка призматическая.
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 · T(двиг.) / (dвала · (l - b) · (h - t1)) (8.1)
sсм = 2 · 76081,279 / (48 · (56 - 14) · (9 - 5,5)) = 21,565 МПа £ [sсм]
где T(двиг.) = 76081,279 Н·мм - момент на валу двигателя; dвала = 48 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 56 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 · T(двиг.) / (dвала · (l - b) · b) (8.2)
tср = 2 · 76081,279 / (48 · (56 - 14) · 14) = 5,391 МПа £ [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Рис. 11. Шпонка призматическая.
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 · T1 / (dвала · (l - b) · (h - t1)) (8.3)
sсм = 2 · 227767,585 / (45 · (56 - 14) · (9 - 5,5)) = 68,864 МПа £ [sсм]
где T1 = 227767,585 Н·мм - момент на валу; dвала = 45 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 56 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 · T1 / (dвала · (l - b) · b) (8.4)
tср = 2 · 227767,585 / (45 · (56 - 14) · 14) = 17,216 МПа £ [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Рис. 12. Шпонка призматическая.
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 · T1 / (dвала · (l - b) · (h - t1)) (8.5)
sсм = 2 · 227767,585 / (45 · (63 - 14) · (9 - 5,5)) = 59,026 МПа £ [sсм]
где T1 = 227767,585 Н·мм - момент на валу; dвала = 45 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 63 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 · T1 / (dвала · (l - b) · b) (8.6)
tср = 2 · 227767,585 / (45 · (63 - 14) · 14) = 14,757 МПа £ [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечений шпонок, пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Рис. 13. Шпонки призматические.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = T2 / (dвала · (l - b) · (h - t1)) (8.7)
sсм = 772459,404 / (70 · (70 - 20) · (12 - 7,5)) = 49,045 МПа £ [sсм]
где T2 = 772459,404 Н·мм - момент на валу; dвала = 70 мм - диаметр вала; h = 12 мм - высота шпонки; b = 20 мм - ширина шпонки; l = 70 мм - длина шпонки; t1 = 7,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = T2 / (dвала · (l - b) · b) (8.8)
tср = 772459,404 / (70 · (70 - 20) · 20) = 11,035 МПа £ [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Рис. 14. Шпонка призматическая.
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 · T2 / (dвала · (l - b) · (h - t1)) (8.9)
sсм = 2 · 772459,404 / (65 · (110 - 18) · (11 - 7)) = 64,587 МПа £ [sсм]
где T2 = 772459,404 Н·мм - момент на валу; dвала = 65 мм - диаметр вала; h = 11 мм - высота шпонки; b = 18 мм - ширина шпонки; l = 110 мм - длина шпонки; t1 = 7 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 · T2 / (dвала · (l - b) · b) (8.10)
tср = 2 · 772459,404 / (65 · (110 - 18) · 18) = 14,353 МПа £ [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 32x18. Размеры сечений шпонок, пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Рис. 15. Шпонки призматические.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = T3 / (dвала · (l - b) · (h - t1)) (8.11)
sсм = 4196374,489 / (130 · (110 - 32) · (18 - 11)) = 59,121 МПа £ [sсм]
где T3 = 4196374,489 Н·мм - момент на валу; dвала = 130 мм - диаметр вала; h = 18 мм - высота шпонки; b = 32 мм - ширина шпонки; l = 110 мм - длина шпонки; t1 = 11 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = T3 / (dвала · (l - b) · b) (8.12)
tср = 4196374,489 / (130 · (110 - 32) · 32) = 12,933 МПа £ [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Таблица 11. Соединения элементов передач с валами.
|
Передачи |
Соединения |
|
|
Ведущий элемент передачи |
Ведомый элемент передачи |
|
|
1-я клиноременная передача |
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 14x9 |
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 14x9 |
|
2-я зубчатая коническая передача |
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 14x9 |
Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 20x12 |
|
3-я зубчатая цилиндрическая передача |
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 18x11 |
Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 32x18 |
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:
d = 0.025 · aw (тихоходная ступень) + 3 = 0.025 · 400 + 3 = 13 мм (9.1)
d1 = 0.02 · aw (тихоходная ступень) + 3 = 0.02 · 400 + 3 = 11 мм (9.2)
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
b = 1.5 · d = 1.5 · 13 = 19,5 мм. (9.3)
Округляя в большую сторону, получим b = 20 мм.
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
b1 = 1.5 · d1 = 1.5 · 11 = 16,5 мм. (9.4)
Округляя в большую сторону, получим b1 = 17 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса:
без бобышки: p = 2.35 · d = 2.35 · 13 = 30,55 мм, (9.5)
округляя в большую сторону, получим p = 31 мм.
при наличии бобышки: p1 = 1.5 · d = 1.5 · 13 = 19,5 мм, (9.6)
округляя в большую сторону, получим p1 = 20 мм.
p2 = (2,25...2,75) · d = 2.65 · 13 = 34,45 мм., (9.7)
округляя в большую сторону, получим p2 = 35 мм.
Толщина рёбер основания корпуса: m = (0,85...1) · d = 0.9 · 13 = 11,7 мм. (9.8)
Округляя в большую сторону, получим m = 12 мм.
Толщина рёбер крышки: m1 = (0,85...1) · d1 = 0.9 · 11 = 9,9 мм. (9.9)
Округляя в большую сторону, получим m1 = 10 мм.
Диаметр фундаментных болтов (их число ³ 4):
d1 = (0,03...0,036) · aw (тихоходная ступень) + 12 (9.10)
d1 = (0,03...0,036) · 400 + 12 = 24...26,4 мм.
Принимаем d1 = 30 мм.
Диаметр болтов:
у подшипников:
d2 = (0,7...0,75) · d1 = (0,7...0,75) · 30 = 21...22,5 мм. (9.11)
Принимаем d2 = 24 мм.
соединяющих основание корпуса с крышкой:
d3 = (0,5...0,6) · d1 = (0,5...0,6) · 30 = 15...18 мм. (9.12)
Принимаем d3 = 20 мм.
Размеры, определяющие положение болтов d2(см. рис. 10.18[1]):
e ³ (1...1,2) · d2 = (1...1.2) · 24 = 24...28,8 = 26 мм; (9.13)
q ³ 0,5 · d2 + d4 = 0,5 · 24 + 5 = 17 мм; (9.14)
где крепление крышки подшипника d4 = 5 мм.
Высоту бобышки hб под болт d2 выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту hб.
Силы, спроецированные на оси "x" и "y", действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx2 = Fоп(пер.1) · cos(a2) = 1534,596 · cos(45o) = 1085,123 H
Fy2 = Fоп(пер.1) · sin(a2) = 1534,596 · sin(45o) = 1085,123 H
a2 = 45o
Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 2 выводим:
Rx1 = ((-Fa3 · cos(a3) · d3(пер.2) / 2) - Fx2 · (LАБ + LБВ) + Fr3 · LВГ) / LБВ (10.1)
Rx1 = ((-(-413,707) * cos(0) * 108,664 / 2) - 1085,123 * (90 + 90) + (-1468,659) * 75) / 90 = -3144,379 H
Ry1 = ((-Fy2 · (LАБ + LБВ)) + Ft3 · LВГ) / LБВ (10.2)
Ry1 = ((-1085,123 * (90 + 90)) + 4192,144 * 75) / 90 = 1323,207 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:
Rx2 = (-Fx2) - Rx1 - Fr3 (10.3)
Rx2 = (-1085,123) - (-3144,379) - (-1468,659) = 3527,914 H
Ry2 = (-Fy2) - Ry1 - Ft3 (10.4)
Ry2 = (-1085,123) - 1323,207 - 4192,144 = -6600,474 H
Суммарные реакции опор:
R1 = (Rx12 + Ry12)1/2 = (-3144,3792 + 1323,2072)1/2 = 3411,45 H; (10.5)
R2 = (Rx22 + Ry22)1/2 = (3527,9142 + -6600,4742)1/2 = 7484,146 H; (10.6)
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7210 легкой серии со следующими параметрами:
d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 90 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 56 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 40 кН - статическая грузоподъёмность.
a = 15o.
Рис. 16. Роликоподшипник конический однорядный.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 3411,45 H;
Pr2 = 7484,146 H.
Осевая сила, действующая на вал: Fa = -413,707 Н.
Для данного подшипника величина e = 0,37.
В подшипниках роликовых конических однорядных при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:
S1 = 0.83 · e · Pr1 = 0.83 · 0,37 · 3411,45 = 1047,656 H; (10.7)
S2 = 0.83 · e · Pr2 = 0.83 · 0,37 · 7484,146 = 2298,381 H. (10.8)
Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):
Pa1 = S2 + Fa = 2298,381 + 413,707 = 2712,088 Н. (10.9)
Pa2 = S2 = 2298,381 Н. (10.10)
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa1) · Кб · Кт, (10.11)
где - Pr1 = 3411,45 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Pa1 / (Pr1 · V) = 2712,088 / (3411,45 · 1) = 0,795 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 1,6.
Тогда: Pэ = (0,4 · 1 · 3411,45 + 1,6 · 2712,088) · 1,6 · 1 = 9126,273 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)10/3 = (56000 / 9126,273)10/3 = 422,976 млн. об. (10.12)
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L · 106 / (60 · n1) = 422,976 · 106 / (60 · 232,143) = 30367,508 ч, (10.13)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n1 = 232,143 об/мин - частота вращения вала.
Рассмотрим подшипник второй опоры:
Отношение Pa / (Pr2 · V) = 2298,381 / (7484,146 · 1) = 0,307 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 7484,146 + 0 · 2298,381) · 1,6 · 1 = 11974,634 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)10/3 = (56000 / 11974,634)10/3 = 171,035 млн. об. (10.14)
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L · 106 / (60 · n1) = 171,035 · 106 / (60 · 232,143) = 12279,436 ч, (10.15)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n1 = 232,143 об/мин - частота вращения вала.
Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 выводим:
Rx3 = ((-Fa4 · cos(a4) · d4(пер.2) / 2) - Fa5 · cos(a5) · d5(пер.3) / 2 - Fr4 · (LБВ + LВГ) - Fr5 · LВГ) / (LАБ + LБВ + LВГ) (10.16)
Rx3 = ((-(-1468,659) * (cos(180) * 385,757 / 2)) - 1816,236 * cos(0) * 121,212 / 2 - 413,707 * (80 + 110) - (-4685,88) * 110) / (110 + 80 + 110) = 144,983 H
Ry3 = ((-Fa4 · sin(a4) · d4(пер.2) / 2) - Ft4 · (LБВ + LВГ) - Ft5 · LВГ) / (LАБ + LБВ + LВГ) (10.17)
Ry3 = ((-(-1468,659) * sin(180) * 385,757 / 2) - (-4192,144) * (80 + 110) - (-12745,593) * 110) / (110 + 80 + 110) = 7328,409 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:
Rx4 = (-Rx3) - Fr4 - Fr5 (10.18)
Rx4 = (-144,983) - 413,707 - (-4685,88) = 4127,19 H
Ry4 = (-Ry3) - Ft4 - Ft5 (10.19)
Ry4 = (-7328,409) - (-4192,144) - (-12745,593) = 9609,328 H
Суммарные реакции опор:
R3 = (Rx32 + Ry32)1/2 = (144,9832 + 7328,4092)1/2 = 7329,843 H; (10.20)
R4 = (Rx42 + Ry42)1/2 = (4127,192 + 9609,3282)1/2 = 10458,149 H; (10.21)
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 312 средней серии со следующими параметрами:
d = 60 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 130 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 81,9 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 48 кН - статическая грузоподъёмность.
Рис. 17. Шарикоподшипник радиальный однорядный с маслозащитным кольцом.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr3 = 7329,843 H;
Pr4 = 10458,149 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Осевая сила, действующая на вал: Fa = 347,577 Н.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr4 + Y · Pa) · Кб · Кт, (10.22)
где - Pr4 = 10458,149 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 347,577 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa / Co = 347,577 / 48000 = 0,007; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,19.
Отношение Fa / (Pr4 · V) = 347,577 / (10458,149 · 1) = 0,033 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 10458,149 + 0 · 347,577) · 1,6 · 1 = 16733,038 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)3 = (81900 / 16733,038)3 = 117,254 млн. об. (10.23)
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L · 106 / (60 · n2) = 117,254 · 106 / (60 · 65,392) = 29884,737 ч, (10.24)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n2 = 65,392 об/мин - частота вращения вала.
Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 6 выводим:
Rx5 = ((-Fa6 · cos(a6) · d6(пер.3) / 2) - Fr6 · LВГ) / (LБВ + LВГ) (10.25)
Rx5 = ((-(-1816,236) * (cos(180) * 678,789 / 2)) - 4685,88 * 110) / (190 + 110) = -3772,891 H
Ry5 = ((-Fa6 · sin(a6) · d6(пер.3) / 2) - Ft6 · LВГ) / (LБВ + LВГ) (10.26)
Ry5 = ((-(-1816,236) * sin(180) * 678,789 / 2) - 12745,593 * 110) / (190 + 110) = -4673,384 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:
Rx6 = (-Rx5) - Fr6 (10.27)
Rx6 = (-(-3772,891)) - 4685,88 = -912,989 H
Ry6 = (-Ry5) - Ft6 (10.28)
Ry6 = (-(-4673,384)) - 12745,593 = -8072,209 H
Суммарные реакции опор:
R5 = (Rx52 + Ry52)1/2 = (-3772,8912 + -4673,3842)1/2 = 6006,266 H; (10.29)
R6 = (Rx62 + Ry62)1/2 = (-912,9892 + -8072,2092)1/2 = 8123,676 H; (10.30)
Номинальная радиальная нагрузка, приложенная к посадочной поверхности выходного конца вала, должна быть по ГОСТ 16162-85 или по ГОСТ Р 50891-96 "Редукторы общемашиностроительного применения. Общие технические условия" для тихоходного вала:
Fм1 = 250 · (T3)1/2 = 250 · (4196,374)1/2 = 16194,857 Н,
где T3 = 4196,374 Н·м - момент на валу.
Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 6 получаем:
R5(м1) = - (Fм1 · (LАБ + LБВ + LВГ)) / (LБВ + LВГ) (10.31)
R5(м1) = - (16194,857 * (140 + 190 + 110)) / (190 + 110) = -23752,457 H
Из условия равенства суммы сил нулю, получаем:
R6(м1) = - Fм1 + R(м1) (10.32)
R6(м1) = - 16194,857 + 23752,457 = 7557,6 H
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 224 легкой серии со следующими параметрами:
d = 120 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 215 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 156 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 112 кН - статическая грузоподъёмность.
Рис. 18. Шарикоподшипник радиальный однорядный с маслозащитным кольцом.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr5 = R5 + R5(м1) = 6006,266 + 23752,457 = 29758,723 H; (10.33)
Pr6 = R6 + R6(м1) = 8123,676 + 7557,6 = 15681,276 H. (10.34)
Здесь R5(м1) и R6(м1) - реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.
Осевая сила, действующая на вал: Fa = -1816,236 Н.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr5 + Y · Pa) · Кб · Кт, (10.35)
где - Pr5 = 29758,723 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 1816,236 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa / Co = 1816,236 / 112000 = 0,016; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,195.
Отношение Fa / (Pr5 · V) = 1816,236 / (29758,723 · 1) = 0,061 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 29758,723 + 0 · 1816,236) · 1,6 · 1 = 47613,957 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)3 = (156000 / 47613,957)3 = 35,17 млн. об. (10.36)
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L · 106 / (60 · n3) = 35,17 · 106 / (60 · 11,677) = 50197,51 ч, (10.37)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n3 = 11,677 об/мин - частота вращения вала.
Таблица 12. Подшипники.
|
Валы |
Подшипники |
|||||
|
1-я опора |
2-я опора |
|||||
|
Наименование |
d, мм |
D, мм |
Наименование |
d, мм |
D, мм |
|
|
1-й вал |
подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7210 легкой серии |
50 |
90 |
подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7210 легкой серии |
50 |
90 |
|
2-й вал |
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 312средней серии |
60 |
130 |
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 312средней серии |
60 |
130 |
|
3-й вал |
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 224легкой серии |
120 |
215 |
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 224легкой серии |
120 |
215 |
MxА = 0 Н · мм
MyА = 0 Н · мм
MА = (MxА2 + MyА2)1/2 = (02 + 02)1/2 = 0 H · мм (11.1)
MxБ = Fy2 · LАБ (11.2)
MxБ = 1085,123 * 90 = 97661,091 H · мм
MyБ = Fx2 · LАБ (11.3)
MyБ = 1085,123 * 90 = 97661,091 H · мм
MБ = (MxБ2 + MyБ2)1/2 = (97661,0912 + 97661,0912)1/2 = 138113,64 H · мм (11.4)
MxВ = Fy2 · (LАБ + LБВ) + Ry1 · LБВ (11.5)
MxВ = 1085,123 * (90 + 90) + 1323,207 * 90 = 314410,8 H · мм
MyВ = Fx2 · (LАБ + LБВ) + Rx1 · LБВ (11.6)
MyВ = 1085,123 * (90 + 90) + (-3144,379) * 90 = -87671,896 H · мм
MВ = (MxВ2 + MyВ2)1/2 = (314410,82 + -87671,8962)1/2 = 326405,442 H · мм (11.7)
MxГ = 0 Н · мм
MyГ' = Fx2 · (LАБ + LБВ + LВГ) + Rx1 · (LБВ + LВГ) + Rx2 · LВГ (11.8)
MyГ' = 1085,123 * (90 + 90 + 75) + (-3144,379) * (90 + 75) + 3527,914 * 75 = 22477,529 H · мм
MyГ" = 0 Н · мм
MГ' = ((MxГ')2 + (MyГ')2)1/2 = (02 + 22477,5292)1/2 = 22477,529 H · мм (11.9)
MГ" = ((MxГ")2 + (MyГ")2)1/2 = (02 + 02)1/2 = 0 H · мм (11.10)
Крутящий момент на валу Tкр. = T1 = 227767,585 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.
С е ч е н и е В.
Диаметр вала в данном сечении D = 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm) , где: (11.11)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 326405,442 / 12271,846 = 26,598 МПа, (11.12)
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 = 3,142 · 503 / 32 = 12271,846 мм3 (11.13)
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 413,707 / (3,142 · 502 / 4) = 0,211 МПа, (11.14)
здесь: Fa = 413,707 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks/es = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((3,102 / 0,97) · 26,598 + 0,2 · 0,211) = 3,941.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где: (11.15)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто (11.16)
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · 227767,585 / 24543,6934,64 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 = 3,142 · 503 / 16 = 24543,693 мм3 (11.17)
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt/et = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((2,202 / 0,97) · 4,64 + 0,1 · 4,64) = 17,689.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2)1/2 = 3,941 · 17,689 / (3,9412 + 17,6892)1/2 = 3,847 (11.18)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
sэкв.max = Kп · sэкв. = Кп · (sv2 + 3 · tv2)1/2 £ [sст.] , где: (11.19)
[sст.] = sт / [S] = 440 / 2,5 = 176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
Тогда:
sэкв.max = 2 · (26,5982 + 3 · 4,642)1/2 = = 55,571 МПа £ [sст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
С е ч е н и е Г.
Диаметр вала в данном сечении D = 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm) , где: (11.20)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 22477,529 / 7611,295 = 2,953 МПа, (11.21)
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1)2/ (2 · D) (11.22)
Wнетто = 3,142 · 453 / 32 - 14 · 5,5 · (45 - 5,5)2/ (2 · 45) = 7611,295 мм3,
где b=14 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 413,707 / (3,142 · 452 / 4) = 0,26 МПа, (11.23)
здесь: Fa = 413,707 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,85 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,85 · 0,97)) · 2,953 + 0,2 · 0,26) = 51,609.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где: (11.24)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто (11.25)
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · 227767,585 / 16557,4716,878 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1)2/ (2 · D) (11.26)
Wк нетто = 3,142 · 453 / 16 - 14 · 5,5 · (45 - 5,5)2/ (2 · 45) = 16557,471 мм3,
где b=14 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,73 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,73 · 0,97)) · 6,878 + 0,1 · 6,878) = 11,31.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2)1/2 = 51,609 · 11,31 / (51,6092 + 11,312)1/2 = 11,048 (11.27)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
sэкв.max = Kп · sэкв. = Кп · (sv2 + 3 · tv2)1/2 £ [sст.] , где: (11.28)
[sст.] = sт / [S] = 440 / 2,5 = 176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
Тогда:
sэкв.max = 2 · (2,9532 + 3 · 6,8782)1/2 = = 24,547 МПа £ [sст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
MxА = 0 Н · мм
MyА = 0 Н · мм
MА = (MxА2 + MyА2)1/2 = (02 + 02)1/2 = 0 H · мм (11.29)
MxБ = Ry3 · LАБ (11.30)
MxБ = 7328,409 * 110 = 806124,95 H · мм
MyБ' = Rx3 · LАБ (11.31)
MyБ' = 144,983 * 110 = 15948,14 H · мм
MyБ" = Rx3 · LАБ + Fa4 · cos(a4) · d4(пер.2) / 2 (11.32)
MyБ" = 144,983 * 110 + (-1468,659) * (cos(180) * 385,757 / 2) = 299220,884 H · мм
MБ' = ((MxБ')2 + (MyБ')2)1/2 = (806124,952 + 15948,142)1/2 = 806282,691 H · мм (11.33)
MБ" = ((MxБ")2 + (MyБ")2)1/2 = (806124,952 + 299220,8842)1/2 = 859866,601 H · мм (11.34)
MxВ = Ry3 · (LАБ + LБВ) + Fa4 · sin(a4) · d4(пер.2) / 2 + Ft4 · LБВ (11.35)
MxВ = 7328,409 * (110 + 80) + (-1468,659) * sin(180) * 385,757 / 2 + (-4192,144) * 80 = 1057026,12 H · мм
MyВ' = Rx3 · (LАБ + LБВ) + Fa4 · cos(a4) · d4(пер.2) / 2 + Fr4 · LБВ (11.36)
MyВ' = 144,983 * (110 + 80) + (-1468,659) * (cos(180) * 385,757 / 2) + 413,707 * 80 = 343916,091 H · мм
MyВ" = Rx3 · (LАБ + LБВ) + Fa4 · cos(a4) · d4(пер.2) / 2 + Fr4 · LБВ + Fa5 · cos(a5) · d5(пер.3) / 2 (11.37)
MyВ" = 144,983 * (110 + 80) + (-1468,659) * (cos(180) * 385,757 / 2) + 413,707 * 80 + 1816,236 * cos(0) * 121,212 / 2 = 453990,89 H · мм
MВ' = ((MxВ')2 + (MyВ')2)1/2 = (1057026,122 + 343916,0912)1/2 = 1111567,585 H · мм (11.38)
MВ" = ((MxВ")2 + (MyВ")2)1/2 = (1057026,122 + 453990,892)1/2 = 1150396,431 H · мм (11.39)
MxГ = 0 Н · мм
MyГ = 0 Н · мм
MГ = (MxГ2 + MyГ2)1/2 = (02 + 02)1/2 = 0 H · мм (11.40)
Крутящий момент на валу Tкр. = T2 = 772459,404 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.
С е ч е н и е Б.
Диаметр вала в данном сечении D = 70 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 20 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm) , где: (11.41)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 859866,601 / 25303,411 = 33,982 МПа, (11.42)
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1)2/ D (11.43)
Wнетто = 3,142 · 703 / 32 - 20 · 7,5 · (70 - 7,5)2/ 70 = 25303,411 мм3,
где b=20 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 347,577 / (3,142 · 702 / 4) = 0,09 МПа, (11.44)
здесь: Fa = 347,577 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 · 0,97)) · 33,982 + 0,2 · 0,09) = 4,36.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где: (11.45)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто (11.46)
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · 772459,404 / 58977,3576,549 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1)2/ D (11.47)
Wк нетто = 3,142 · 703 / 16 - 20 · 7,5 · (70 - 7,5)2/ 70 = 58977,357 мм3,
где b=20 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 6,549 + 0,1 · 6,549) = 11,408.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2)1/2 = 4,36 · 11,408 / (4,362 + 11,4082)1/2 = 4,073 (11.48)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
sэкв.max = Kп · sэкв. = Кп · (sv2 + 3 · tv2)1/2 £ [sст.] , где: (11.49)
[sст.] = sт / [S] = 440 / 2,5 = 176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
Тогда:
sэкв.max = 2 · (33,9822 + 3 · 6,5492)1/2 = = 71,65 МПа £ [sст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
С е ч е н и е В.
Диаметр вала в данном сечении D = 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 18 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm) , где: (11.50)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 1150396,431 / 23700,754 = 48,538 МПа, (11.51)
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1)2/ (2 · D) (11.52)
Wнетто = 3,142 · 653 / 32 - 18 · 7 · (65 - 7)2/ (2 · 65) = 23700,754 мм3,
где b=18 мм - ширина шпоночного паза; t1=7 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 347,577 / (3,142 · 652 / 4) = 0,105 МПа, (11.53)
здесь: Fa = 347,577 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 · 0,97)) · 48,538 + 0,2 · 0,105) = 3,053.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где: (11.54)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто (11.55)
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · 772459,404 / 506627,624 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1)2/ (2 · D) (11.56)
Wк нетто = 3,142 · 653 / 16 - 18 · 7 · (65 - 7)2/ (2 · 65) = 50662 мм3,
где b=18 мм - ширина шпоночного паза; t1=7 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 7,624 + 0,1 · 7,624) = 9,8.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2)1/2 = 3,053 · 9,8 / (3,0532 + 9,82)1/2 = 2,915 (11.57)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
sэкв.max = Kп · sэкв. = Кп · (sv2 + 3 · tv2)1/2 £ [sст.] , где: (11.58)
[sст.] = sт / [S] = 440 / 2,5 = 176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
Тогда:
sэкв.max = 2 · (48,5382 + 3 · 7,6242)1/2 = = 100,604 МПа £ [sст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
MxА = 0 Н · мм
MyА = 0 Н · мм
MмА = 0 Н · мм
MА = (MxА2 + MyА2)1/2 + MмА = (02 + 02)1/2 + 0 = 0 H · мм (11.59)
MxБ = 0 Н · мм
MyБ = 0 Н · мм
MмБ = Fм1 · LАБ (11.60)
MмБ = 16194,857 * 140 = 2267279,98 H · мм
MБ = (MxБ2 + MyБ2)1/2 + MмБ = (02 + 02)1/2 + 2267279,98 = 2267279,98 H · мм (11.61)
MxВ' = Ry5 · LБВ (11.62)
MxВ' = (-4673,384) * 190 = -887942,979 H · мм
MxВ" = Ry5 · LБВ + Fa6 · sin(a6) · d6(пер.3) / 2 (11.63)
MxВ" = (-4673,384) * 190 + (-1816,236) * sin(180) * 678,789 / 2 = -887942,979 H · мм
MyВ' = Rx5 · LБВ (11.64)
MyВ' = (-3772,891) * 190 = -716849,296 H · мм
MyВ" = Rx5 · LБВ + Fa6 · cos(a6) · d6(пер.3) / 2 (11.65)
MyВ" = (-3772,891) * 190 + (-1816,236) * (cos(180) * 678,789 / 2) = -100428,787 H · мм
MмВ = Fм1 · (LАБ + LБВ) - R(м1) · LБВ (11.66)
MмВ = 16194,857 * (140 + 190) - 23752,457 * 190 = 831335,98 H · мм
MВ' = ((MxВ')2 + (MyВ')2)1/2 + MмВ = (-887942,9792 + -716849,2962)1/2 + 831335,98 = 1972526,432 H · мм (11.67)
MВ" = ((MxВ")2 + (MyВ")2)1/2 + MмВ = (-887942,9792 + -100428,7872)1/2 + 831335,98 = 1724940,297 H · мм (11.68)
MxГ = 0 Н · мм
MyГ = 0 Н · мм
MмГ = Fм1 · (LАБ + LБВ + LВГ) - R(м1) · (LБВ + LВГ) (11.69)
MмГ = 16194,857 * (140 + 190 + 110) - 23752,457 * (190 + 110) = 0 H · мм
MГ = (MxГ2 + MyГ2)1/2 + MмГ = (02 + 02)1/2 + 0 = 0 H · мм (11.70)
Крутящий момент на валу Tкр. = T3 = 4196374,489 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.
С е ч е н и е А.
Диаметр вала в данном сечении D = 110 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где: (11.71)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто (11.72)
tv = 0,5 · 4196374,489 / 248613,966 = = 8,44 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1)2/ (2 · D) (11.73)
Wк нетто = 3,142 · 1103 / 16 - 28 · 10 · (110 - 10)2/ (2 · 110) = 248613,966 мм3
где b=28 мм - ширина шпоночного паза; t1=10 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,59 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,59 · 0,97)) · 8,44 + 0,1 · 8,44) = 7,507.
ГОСТ 16162-85 или ГОСТ Р 50891-96 "Редукторы общемашиностроительного применения. Общие технические условия" указывают на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки должна быть для тихоходного вала:
Fконс. = 250 · (T3)1/2 = 250 · (4196,374)1/2 = 16194,857 Н,
где T3 = 4196,374 Н·м - момент на валу.
Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 80 мм, Находим изгибающий момент в сечении:
Mизг. = Fконс. · l / 2 = 16194,857 · 80 / 2 = 647794,28 Н·мм. (11.74)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm) , где: (11.75)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 204850,543 / 117943,347 = 5,492 МПа, (11.76)
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1)2/ (2 · D) (11.77)
Wнетто = 3,142 · 1103 / 32 - 28 · 10 · (110 - 10)2/ (2 · 110) = 117943,347 мм3,
где b=28 мм - ширина шпоночного паза; t1=10 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 1102 / 4) = 0 МПа, где (11.78)
Fa = 0 МПа - продольная сила в сечении,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,7 · 0,97)) · 5,492 + 0,2 · 0) = 23,037.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2)1/2 = 23,037 · 7,507 / (23,0372 + 7,5072)1/2 = 7,138 (11.79)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
sэкв.max = Kп · sэкв. = Кп · (sv2 + 3 · tv2)1/2 £ [sст.] , где: (11.80)
[sст.] = sт / [S] = 440 / 2,5 = 176 МПа, здесь (11.81)
sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
Тогда:
sэкв.max = 2 · (5,4922 + 3 · 8,442) = 31,232 МПа £ <= [sст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
С е ч е н и е Б.
Диаметр вала в данном сечении D = 120 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm) , где: (11.82)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 2267279,98 / 169646,003 = 13,365 МПа, (11.83)
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 = 3,142 · 1203 / 32 = 169646,003 мм3 (11.84)
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 1816,236 / (3,142 · 1202 / 4) = 0,161 МПа, (11.85)
здесь: Fa = 1816,236 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks/es = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((3,102 / 0,97) · 13,365 + 0,2 · 0,161) = 7,841.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где: (11.86)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто (11.87)
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · 4196374,489 / 339292,0076,184 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 = 3,142 · 1203 / 16 = 339292,007 мм3 (11.88)
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt/et = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((2,202 / 0,97) · 6,184 + 0,1 · 6,184) = 13,273.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2)1/2 = 7,841 · 13,273 / (7,8412 + 13,2732)1/2 = 6,751 (11.89)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
sэкв.max = Kп · sэкв. = Кп · (sv2 + 3 · tv2)1/2 £ [sст.] , где: (11.90)
[sст.] = sт / [S] = 440 / 2,5 = 176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
Тогда:
sэкв.max = 2 · (13,3652 + 3 · 6,1842)1/2 = = 34,255 МПа £ [sст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
С е ч е н и е В.
Диаметр вала в данном сечении D = 130 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 32 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 11 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm) , где: (11.91)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 1972526,432 / 177346,34 = 11,122 МПа, (11.92)
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1)2/ D (11.93)
Wнетто = 3,142 · 1303 / 32 - 32 · 11 · (130 - 11)2/ 130 = 177346,34 мм3,
где b=32 мм - ширина шпоночного паза; t1=11 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 1816,236 / (3,142 · 1302 / 4) = 0,137 МПа, (11.94)
здесь: Fa = 1816,236 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,7 · 0,97)) · 11,122 + 0,2 · 0,137) = 11,365.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где: (11.95)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто (11.96)
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · 4196374,489 / 393036,315,338 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1)2/ D (11.97)
Wк нетто = 3,142 · 1303 / 16 - 32 · 11 · (130 - 11)2/ 130 = 393036,31 мм3,
где b=32 мм - ширина шпоночного паза; t1=11 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,59 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,59 · 0,97)) · 5,338 + 0,1 · 5,338) = 11,869.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2)1/2 = 11,365 · 11,869 / (11,3652 + 11,8692)1/2 = 8,209 (11.98)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
sэкв.max = Kп · sэкв. = Кп · (sv2 + 3 · tv2)1/2 £ [sст.] , где: (11.99)
[sст.] = sт / [S] = 440 / 2,5 = 176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
Тогда:
sэкв.max = 2 · (11,1222 + 3 · 5,3382)1/2 = = 28,926 МПа £ [sст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 0,73 мм2 (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).
По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:
Dt = tм - tв = Pтр · (1 - h) / (Kt · A) £ [Dt], (12.1)
где Ртр = 5,826 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм - температура масла; tв - температура воздуха.
Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м2·oC). Тогда:
Dt = 5826 · (1 - 0,863) / (15 · 0,73) = 72,892o > [Dt],
где [Dt] = 50oС - допускаемый перепад температур.
Для уменьшения Dt следует соответственно увеличить теплоотдающую поверхность корпуса редуктора пропорционально отношению:
Dt / [Dt] = 72,892 / 50 = 1,458, сделав корпус ребристым.
Для уменьшения потерь, мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Для смазывания передачи применяем картерную систему. В корпус редуктора заливается масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, 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 определяем в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Масло заливается внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 0,25 · 5,826 = 1,456 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH = 415,691 МПа и скорости v = 0,415 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 40 · 10-6 м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75*).
Для слива масла используется сливное отверстие, закрываемое пробкой, с цилиндрической резьбой, для замера уровня масла используем щуп и для вентиляции картера используем пробку–отдушину.
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически ею пополняются.
Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадка муфты на выходной вал редуктора - Н8/h8.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.
Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.
3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.
4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.
5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.
6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.
7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.
8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.
9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.
10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.
11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.
12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.
13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.
14. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c.