Проект привода с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

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.

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для ременной передачи с клиновым ремнем: h1 = 0,96

- для открытой зубчатой цилиндрической передачи: h₂ = 0,955

- для закрытой зубчатой конической передачи: h3 = 0,965

Общий КПД привода вычисляем по формуле:

h = h1 · h2 · h3 · hподш.4 · hмуфты1 (2.1)

где hподш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников.

?????--hмуфты = 0,98 - КПД одной муфты.

Подставляя, получим:

h = 0,96 · 0,955 · 0,965 · 0,994 · 0,981 = 0,816

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. = (2.2)

После подстановки имеем:

Pтреб. = = 4,657 кВт

В таблице П.1[1](см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132S2, с синхронной частотой вращения nдвиг.синх.=1000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=5,5 кВт и скольжением s=3,3% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения:

nдвиг. = nдвиг.синх. - (2.3)

Подставляя соответствующие значения, получаем:

nдвиг. = 1000 - = 967 об/мин,

Угловая скорость:

nдвиг. = nдвиг.синх. - (2.4)

В итоге получаем:

nдвиг. = = 101,264 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

uобщ. = (2.5)

После подстановки получаем:

uобщ. = = 4,051

Для передач выбрали следующие передаточные числа:

u1 = 1,8

u2 = 1,4

u3 = 1,6

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. = 967	w1 = wдвиг. = 101,264
Вал 2-й	n2 = = = 537,222	w2 = = = 56,258
Вал 3-й	n3 = = = 383,73	w3 = = = 40,184
Вал 4-й	n4 = = = 239,831	w4 = = = 25,115

Мощности на валах:

P1 = Pтреб. · hподш. · h(муфты 1) = 4,657 · 103 · 0,99 · 0,98 = 4518,221 Вт

P2 = P1 · h1 · hподш. = 4518,221 · 0,96 · 0,99 = 4294,118 Вт

P3 = P2 · h2 · hподш. = 4294,118 · 0,955 · 0,99 = 4059,874 Вт

P4 = P3 · h3 · hподш. = 4059,874 · 0,965 · 0,99 = 3878,6 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 = = = 44618,236 Н·мм = 44,618 Н·м

T2 = = = 76329,02 Н·мм = 76,329 Н·м

T3 = = = 101032,102 Н·мм = 101,032 Н·м

T4 = = = 154433,605 Н·мм = 154,434 Н·м

По таблице П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 132S2, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с мощностью Pдвиг.=5,5 кВт и скольжением 3,3% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 967 об/мин.

Таблица 2. Передаточные числа и КПД передач.

Передачи	Передаточное число	КПД
1-я ременная передача с клиновым ремнём	1,8	0,96
2-я открытая зубчатая цилиндрическая передача	1,4	0,955
3-я закрытая зубчатая коническая передача	1,6	0,965

Таблица 3. Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах.

Валы	Частота вращения, об/мин	Угловая скорость, рад/мин	Момент, Нxмм
1-й вал	967	101,264	44618,236
2-й вал	537,222	56,258	76329,02
3-й вал	383,73	40,184	101032,102
4-й вал	239,831	25,115	154433,605

2. Расчёт 1-й клиноременной передачи

Рис. 1. Передача клиноременная.

1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:

T1 = 44618,236 Н·мм.

2. По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n1=967 об/мин и передаваемой мощности:

P = T1 · w1 (3.1)

P = 44618,236 · 10-6 · 101,264 = 4,518 кВт

принимаем сечение клинового ремня А.

3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:

d1 = (3...4) · (3.2)

d1 = (3...4) · = 106,404...141,872 мм.

Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 125 мм.

4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):

d2 = u1 · d1 · (1 - e) = 1,8 · 125 · (1 - 0,015) = 221,625 мм (3.3)

где e = 0,015 - относительное скольжение ремня.

Принимаем d2 = 224 мм.

5. Уточняем передаточное отношение:

uр = 1,819(3.4)

При этом угловая скорость ведомого шкива будет:

w2 = (3.5)

w2 = = 55,67 рад/с.

Расхождение с требуемым · 100% = 1,045%, что менее допускаемого: 3%.

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:

d1 = 125 мм;

d2 = 224 мм.

6. Минимальное межосевое расстояние:

amin = 0.55 · (d1 + d2) + T0 = 0.55 · (125 + 224) + 6 = 197,95 мм;(3.6)

где T0 = 6 мм (высота сечения ремня).

Принимаем предварительно значение aw = 1225 мм.

7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:

L = 2 · aw + 0.5 · p · (d1 + d2) + (3.7)

L = 2 · 1225 + 0.5 · 3,142 · (125 + 224) + 3000,208 мм.

Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 3000 мм.

8. Уточнённое значение межосевого расстояния aр с учетом стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]):

aр = 0.25 · ((L - w) + )(3.8)

где w = 0.5 · p · (d1 + d2) = 0.5 · 3,142 · (125 + 224) = 548,208 мм;(3.9)

y = (d2 - d1)2 = (224 - 125)2 = 9801 мм.(3.10)

Тогда:

aр = 0.25 · ((3000 - 548,208) + ) = 1224,896 мм,

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 · L = 30 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 · L = 75 мм для увеличения натяжения ремней.

9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]:

a1 = 180o - 57 · 180o - 57 · 175,393o(3.11)

10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: Cp = 1,1.

11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9[1]: CL = 1,12.

12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см. пояснения к формуле 7.29[1]): Ca = 0,988.

13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (см. пояснения к формуле 7.29[1]): предполагая, что ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент Сz = 0,85.

14. Число ремней в передаче:

z = 2,985,(3.12)

где Рo = 1,77 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8[1]).

Принимаем z = 3.

15. Скорость:

V = 0.5 · w1 · d1 = 0.5 · 101,264 · 0,125 = 6,329 м/c.(3.13)

16. Нажатие ветви клинового ремня по формуле 7.30[1]:

F0 = q · V2(3.14)

F0 = 0,1 · 6,3292 = 256,228 H.

где q = 0,1 H·c2/м2 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле 7.30[1]).

17. Давление на валы находим по формуле 7.31[1]:

Fв = 2 · F0 · z · sin(3.15)

Fв = 2 · 256,228 · 3 · sin = 1536,126 H.

18. Напряжение от силы F0 находим по формуле 7.19[1]:

Рис. 2. Эпюра суммарных напряжений ремня.

s1= 3,163 МПа.(3.16)

где A = 81 мм2 - площадь поперечного сечения ремня.

19. Напряжение изгиба (формулa 7.19[1]):

sи = 2,24 МПа.(3.17)

где Еи = 100 МПа - для резинотканевых ремней; T0 - высота сечения ремня T0 = 6 мм.

20. Напряжение от центробежных сил (по формуле 7.19[1]):

sv = r · V2 · 10-6 = 1100 · 0,0062 = 0,044 МПа..(3.18)

где r = 1100 кг/м3 - плотность ремня.

21. Максимальное напряжение по формуле 7.18[1] будет:

smax = s1 + sи + sv = 3,163 + 2,24 + 0,044 = 5,447 МПа.(3.19)

Условие прочности smax Ј 7 МПа выполнено.

22. Проверка долговечности ремня:

Находим рабочий ресурс ремня по формуле 7.22[1]

а) базовое число циклов для данного типа ремня:

Noц = 4600000;

б) коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения;

Ci = 1.5 · - 0.5 = 1.5 · - 0.5 = 1,331;(3.20)

в) коэффициент, учитывающий характер нагрузки СH = 2 при периодически меняющейся нагрузке от нуля до номинального значения.

H0 = Noц · · Ci · CH(3.21)

H0 = 4600000 · · 1,331 · 1 = 5997,149 ч.

При среднем режиме нагрузки рабочий ресурс ремня должен быть не менее 2000 часов

Таким образом условие долговечности выполнено.

23. Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12[1]):

Вш = (z - 1) · e + 2 · f = (3 - 1) · 15 + 2 · 10 = 50 мм.(3.22)

24. Геометрические параметры шкива:

Рис. 3. Шкив клиноременной передачи.

lр = 11 мм;

h = 8,7 мм;

ho = 3,3 мм;

f = 10 мм;

e = 15 мм;

lр = 38o.

Таблица 4. Параметры клиноременной передачи, мм.

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Диаметр ведущего шкива d1	125
Сечение ремня	А	Диаметр ведомого шкива d2	224
Количество ремней Z	3	Максимальное напряжение smax, H/мм2	5,447
Межосевое расстояние aw	1224,896
Длина ремня l	3000	Предварительное натяжение ремня Fo, Н	256,228
Угол обхвата ведущего шкива a1, град	175,393	Сила давления ремня на вал Fв, Н	1536,126

3. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Рис. 4. Передача зубчатая цилиндрическая прямозубая.

3.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Выбираем материалы с разностью средних твёрдостей рабочих поверхностей шестерни и колеса HB1ср - HB2ср і 70HB, при этом твёрдость рабочей поверхности шестерни Н і 45HRCэ1ср, а твёрдость рабочей поверхности колеса H Ј 350HB (см. п. 3.1[3]):

- для шестерни:

сталь: 40ХН

термическая обработка: улучшение с последующей закалкой ТВЧ

твердость HB: 269...302HB

твердость HRCэ: 48...53RCэ

- для колеса:

сталь: 35

термическая обработка: нормализация

твердость HB: 163...192HB

Средняя твёрдость зубьев шестерни:

HB1ср = 285,5HB

HRCэ1ср = 50,5HRCэ

Средняя твёрдость зубьев колеса:

HB2ср = 177,5HB

Разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса HRCэ1ср - HRCэ2ср = 285,5 - 177,5 = 108HRCэ, что в пределах рекомендаций (п. 3.1[3]).

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NH0 (см. табл. 3.1[3]):

- для шестерни: [s]H03 = 14 · HRCэ1ср + 170 = 14 · 50,5 + 170 = 877 МПа; (4.1)

- для колеса: [s]H04 = 1,8 · HB2ср + 67 = 1,8 · 177,5 + 67 = 386,5 МПа; (4.2)

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

- для шестерни: [s]H3 = KHL3 · [s]H03; (4.3)

- для колеса: [s]H4 = KHL4 · [s]H04, (4.4)

где KHL3 и KHL4 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса соответственно.

KHL3 = ; (4.5)

KHL4 = ,( 4.6)

где NH0 - базовое число циклов нагружения; для стали шестерни NH03 = 25000000; для стали колеса NH04 = 10000000;

N(шест.) и N(колеса) - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

N(шест.) = 573 · w2 · c · Lh · KHE (4.7)

N(колеса) = 573 · w3 · c · Lh · KHE (4.8)

Здесь :

- w - угловая частота вращения, рад./с.; w2 = 56,258 рад./с.; w3 = 40,184 рад./с.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.:

Lh = 365 · Lг · C · tc · kг · kс (4.9)

- Lг=5 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,3 - коэффициент годового использования;

- kс=0,25 - коэффициент суточного использования.

Lh = 365 · 5 · 1 · 8 · 0,3 · 0,25 = 1095 ч.

KHE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

KHE = S (4.10)

KHE = · · + · · + · · = 0,497

Тогда:

N(шест.) = 573 · 56,258 · 1 · 1095 · 0,497 = 17543224,4

N(колеса) = 573 · 40,184 · 1 · 1095 · 0,497 = 12530785,476

В итоге получаем:

КHL3 = = 1,061

КHL4 = = 0,963

Так как КHL(кол.)<1,0, то принимаем КHL(кол.) = 1

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [s ]H3 = 877 · 1,061 = 930,497 МПа;

для колеса [s ]H4 = 386,5 · 1 = 386,5 МПа.

Для колес с HB1ср - HB2ср = 20...50HB за расчетное напряжение будет:

[s]H = 0,45 · ([s]H3 + [s]H4 = 592,649МПа.(4.11)

Так как [s]H > 1,23 · [s]H4, то принимаем [s]H = 1,23 · [s]H4 = 475,395МПа.

3.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба при расчётах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [s]F3 и колеса [s]F4:

[s]F3 = KFL3 · [s]F03(4.12)

[s]F4 = KFL4 · [s]F04(4.13)

где KHF3 и KHF4 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса соответственно.

KHF3 = ;(4.14)

KFL4 = ,(4.15)

где NF0 = 4 · 106 - число циклов перемены нагружения для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N(шест.) и N(колеса) - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

N(шест.) = 573 · w2 · c · Lh · KFE(4.16)

N(колеса) = 573 · w3 · c · Lh · KFE(4.17)

Здесь :

- w - угловая частота вращения, рад./с.; w2 = 56,258 рад./с.; w3 = 40,184 рад./с.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.:

Lh = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(4.18)

- Lг=5 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,3 - коэффициент годового использования;

- kс=0,25 - коэффициент суточного использования.

Lh = 365 · 5 · 1 · 8 · 0,3 · 0,25 = 1095 ч.

KFE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

KFE = S (4.19)

KFE = · · + · · + · · = 0,497

Тогда:

N(шест.) = 573 · 56,258 · 1 · 1095 · 0,497 = 17543224,4

N(колеса) = 573 · 40,184 · 1 · 1095 · 0,497 = 12530785,476

В итоге получаем:

КFL3 = = 0,782

Так как КHL(шест.)<1,0, то принимаем КFL(шест.) = 1

КFL4 = = 0,827

Так как КFL(кол.)<1,0, то принимаем КFL(кол.) = 1

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NF0 (см. табл. 3.1[3]):

- для шестерни: [s]F03 = 310 МПа;(4.20)

- для колеса: [s]F04 = 1,03 · HB2ср + 67 = 1,03 · 177,5 = 182,825 МПа;(4.21)

Тогда допустимые напряжения изгиба:

для шестерни [s]F3 = 310 · 1 = 310 МПа;

для колеса [s]F4 = 182,825 · 1 = 182,825 МПа.

Для реверсивных передач допустимые напряжения изгиба уменьшают на 25%, тогда:

[s]F3 = 0,75 · 310 = 232,5 МПа;

[s]F4 = 0,75 · 182,825 = 137,119 МПа;

3.3 Проектный расчёт

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле на стр. 61[3]:

aw і Ka · (u2 + 1) · (4.22)

где Ka - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Ka = 49,5; ya = b4 / aw - коэффициент ширины венца зубчатого колеса, для консольного расположения ya = 0,225; KHb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев KHb = 1; передаточное число передачи u2 = 1,4; T3 = 101032,102 Н·мм - вращающий момент на колесе.

aw і 49,5 · (1,4 + 1) · = 119,34 мм.

По таблице 13.15[3] принимаем aw = 120 мм.

Модуль зацепления определяем по формуле стр. 62[3]:

m і (4.23)

где Km - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Km = 6,8; b4 = ya · aw = 0,225 · 120 = 27 мм - ширина венца зубчатого колеса; [s]F = 137,119 МПа - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом (в нашем случае колесо); d4 - делительный диаметр колеса:

d4 = 140 мм.(4.24)

Тогда:

m і 2,651 мм

Так как передача является открытой, то модуль увеличиваем на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев.m і 3,446 мм.

Принимаем из стандартного ряда чисел m = 4 мм (см. стр. 62[3]).

Угол наклона зубьев для прямозубой передачи принимаем b = 0o

Суммарное число зубьев шестерни и колеса для прямозубой передачи:

ZS = Z3 + Z460(4.25)

Уточним действительную величину угла наклона зубьев:

b = 0o(4.26)

Число зубьев шестерни:

Z3 = 25(4.27)

Число зубьев колеса:

Z4 = ZS - Z3 = 60 - 25 = 35(4.28)

Определяем фактическое передаточное число uф:

uф = 1,4(4.29)

Отклонение передаточного числа Du:

Du = 0 = 0% Ј 4%,(4.30)

что в пределах нормы.

Определим фактическое межосевое расстояние:

aw = 120 мм (4.31)

Определим фактические геометрические параметры передачи:

Рис. 5. Зацепление зубчатой цилиндрической передачи.

делительные диаметры шестерни и колеса:

d3 = m · Z3 = 4 · 25 = 100 мм; (4.32)

d4 = m · Z4 / cos(b) = 4 · 35 = 140 мм; (4.33)

диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

da3 = d3 + 2 · m = 100 + 2 · 4 = 108 мм; (4.34)

da4 = d4 + 2 · m = 140 + 2 · 4 = 148 мм; (4.35)

диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:

df3 = d3 - 2,4 · m = 100 - 2,4 · 4 = 90,4 мм; (4.36)

df4 = d4 - 2,4 · m = 100 - 2,4 · 4 = 130,4 мм; (4.37)

ширина венца шестерни:

b3 = b4 + 4 = 27 + 4 = 31 мм. (4.38)

Проверим межосевое расстояние:

aw = 120 мм. (4.39)

Проверка пригодности заготовок колёс сводится к проверке соблюдения следующих условий:

Dзаг.--Ј Dпред; Cзаг.(Sзаг.)--Ј Sпред

Предельно допустимые размеры заготовки для шестерни: D1 пред = 200 мм; S1 пред = 125 мм. Предельно допустимые размеры заготовки для колеса: D2 пред = 0 мм; S2 пред = 0 мм.

Размеры заготовки для шестерни:

Dзаг. = da3 + 6 = 108 + 6 = 114 мм; (4.40)

Cзаг. = 0,5 · b3 = 0,5 · 31 = 15,5 мм; (4.41)

Sзаг. = 8 · m = 8 · 4 = 32 мм; (4.42)

для заготовки из C и S выбираем наименьшее значение: 15,5 мм.

Размеры заготовки для колеса:

Dзаг. = da4 + 6 = 148 + 6 = 154 мм; (4.43)

Cзаг. = 0,5 · b4 = 0,5 · 27 = 13,5 мм; (4.44)

Sзаг. = 8 · m = 8 · 4 = 32 мм; (4.45)

для заготовки из C и S выбираем наименьшее значение: 13,5 мм.

114 Ј D1 пред. = 200 мм

15,5 Ј S1 пред. = 125 мм

Все размеры заготовок подходят для выполнения деталей данной передачи.

3.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле на стр. 64[3]:

sH = Ј [s]H, (4.46)

где: K - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач K = 436; окружная сила в зацеплении, Н:

Ft = = = 1443,316 H; (4.47)

KHa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс KHa = 1;

KHv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точности и окружной скорости колёс. Окружная скорость колёс будет:

V = = = 2,813 м/с; (4.48)

По таблице 4.2[3] выбираем степень точности 8. По таблице 4.3[3] KHv = 1,113;

Тогда:

sH = =

= 440,326 МПа Ј [s]H = 475,395 МПа.

Фактическая недогрузка:

DsH = = = -7,377%, что меньше допустимых 10%.

3.5 Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле на стр. 65[3]:

sF4 = YF4 · Ya · · KFa · KFb · KFn Ј [s]F4 (4.49)

sF3 = sF4 · Ј [s]F3 (4.50)

где: m = 4 мм - модуль зацепления; b4 = 27 мм - ширина венца колеса; Ft = 1443,316 H - окружная сила в зацеплении; KFa = 1 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для прямозубых колёс равен 1); KFa = 1 коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубьев равен 1); KFa = 1,273 коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи, определяемый по табл. 4.3[3]; YF3 = 3,9 и YF4 = 3,75 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяемые по табл. 4.4 интерполированием для прямозубых колёс в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса.коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Yb = 1 - = 1. (4.51)

Тогда:

sF4 = 3,75 · 1 · · 1 · 1 · 1,273 = = 63,797 МПа Ј [s]F4 = 137,119 МПа.

sF3 = 63,797 · = 66,349 МПа Ј [s]F3 = 232,5 МПа.

Силы в зацеплении:

окружная:

Ft3 = Ft4 = = = 1443,316 H; (4.52)

радиальная:

Fr3 = Fr4 = Ft3 · = 1443,316 · = 525,324 Н; (4.53)

осевая:

Fa3 = Fa4 = F t3 · tg(b) = 1443,316 · tg(0o) = 0 Н. (4.54)

Таблица 5. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	HRC1	sв	[s]H	[s]F
			HRC2	H/мм2
Шестерня	40ХН	улучшение с последующей закалкой ТВЧ	285,5	920	930,497	232,5
Колесо	35	нормализация	177,5	550	386,5	137,119

Таблица 6. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	120	Угол наклона зубьев b, град	0
Модуль зацепления m	4	Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца:		шестерни d1 колеса d2	100 140
шестерни b1 колеса b2	31 27
Числа зубьев:		Диаметр окружности вершин:
шестерни z1 колеса z2	25 35	шестерни da1 колеса da2	108 148
Вид зубьев	прямозубая передача	Диаметр окружности впадин:
		шестерни df1 колеса df2	90,4 130,4
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечание
Контактные напряжения sH, H/мм2	475,395	440,326	-
Напряжения изгиба, H/мм2	sF1	232,5	66,349	-
	sF2	137,119	63,797	-

привод зубчатый шестерня вал

4. Расчёт 3-й зубчатой конической передачи

Рис. 6. Передача зубчатая коническая.

4.1 Проектный расчёт

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: 40ХН

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 280

- для колеса:

сталь: 40Х

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 245

Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]) , будут:

[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 · 280 + 70 = 630 МПа;

sH lim b (колесо) = 2 · 245 + 70 = 560 МПа;

[SH] - коэффициент безопасности [SH]=1,1; KHL - коэффициент долговечности.

KHL = , (5.3)

где NH0 - базовое число циклов нагружения; для стали шестерни NH0(шест.) = 26400000; для стали колеса NH0(кол.) = 17000000;

NHE = 60 · n · c · tc · KHE (5.4)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n3 = 383,729 об./мин.; n(колеса) = n4 = 239,831 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

tS = 365 · Lг · C · tc · kг · kс (5.5)

- Lг=5 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,3 - коэффициент годового использования;

- kс=0,25 - коэффициент суточного использования.

tS = 365 · 5 · 1 · 8 · 0,3 · 0,25 = 1095 ч.

KHE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

KHE = S (5.6)

KHE = + + = 0,497

Тогда:

NHE(шест.) = 60 · 383,729 · 1 · 1095 · 0,497 = 12529864,664

NHE(кол.) = 60 · 239,831 · 1 · 1095 · 0,497 = 7831177,66

В итоге получаем:

КHL(шест.) = = 1,132

КHL(кол.) = = 1,138

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [sH5 ] = = 648,327 МПа;

для колеса [sH6 ] = = 579,345 МПа.

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[sH ] = [sH6 ] = 579,345 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]):

de6 = Kd · (5.7)

de6 = 99 · = 166,33 мм.

где для прямозубых колес Кd = 99, а передаточное число нашей передачи u3 = 1,6.

T4 = 154433,605 Н·мм - момент на колесе.

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de6 = 160 мм, см. стр.49[1].

Примем число зубьев шестерни z5 = 25.

Тогда число зубьев колеса:

z6 = z5 · u3 = 25 · 1,6 = 40. (5.8)

Принимаем z6 = 40. Тогда:

u3 = = = 1,6 (5.9)

Отклонение от заданного:

= 0%, (5.10)

что допускается ГОСТ 12289-76 (по стандарту отклонение не должно превышать 3%)

Внешний окружной модуль:

me = = = 4 мм. (5.11)

В конических колесах не обязательно иметь стандартное значение me. Это связано с технологией нарезания зубьев конических колес. Примем: me = 4 мм.

Углы делительных конусов:

ctg(d5) = u3 = 1,6; d5 = 32,005o (5.12)

d6 = 90o - d5 = 90o - 32,005o = 57,995o. (5.13)

Внешнее конусное расстояние Re и ширина венца b:

Re = 0.5 · me · = 0.5 · 4 · = 94,34 мм; (5.14)

b = ybRe · Re = 0,285 · 94,34 = 26,887 мм. (5.15)

Принимаем: b = 27 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

de5 = me · z5 = 4 · 25 = 100 мм. (5.16)

Средний делительный диаметр шестерни:

d5 = 2 · (Re - 0,5 · b) · sin(d5)(5.17)

d5 = 2 · (94,34 - 0,5 · 27) · sin(32,005o) = 85,689 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

dae5 = de5 + 2 · me · cos(d5) = 100 + 2 · 4 · cos(32,005o) = 106,784 мм; (5.18)

dae6 = de6 + 2 · me · cos(d6) = 160 + 2 · 4 · cos(57,995o) = 164,24 мм; (5.19)

Средний окружной модуль:

m = = = 3,428 мм. (5.20)

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

ybd = = = 0,315.(5.21)

Средняя окружная скорость колес:

V = = = 1,722 м/c. (5.22)

Для конической передачи назначаем 7-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:

KH = KHb · KHa · KHv. (5.23)

Коэффициент KHb=1,15 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 = 1,15 · 1 · 1,07 = 1,23

4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.27[1]:

sH = (5.24)

sH = =

= 562,632 МПа. Ј [sH] = 579,345 МПа.

Силы, действующие в зацеплении вычислим по формулам:

окружная:

Ft = = = 2358,111 Н; (5.25)

радиальная:

Fr5 = Fa6 = Ft · tg(a) · Cos(d5) = 2358,111 · tg(20o) · cos(32,005o) = 727,825 Н; (5.26)

осевая:

Fa5 = Fr6 = Ft · tg(a) · sin(d1) = 2358,111 · tg(20o) · sin(32,005o) = 454,884 Н. (5.27)

4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.31[1]:

sF = Ј [sF] (5.28)

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 = 1,163, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=1,15. Таким образом коэффициент KF = 1,163 · 1,15 = 1,337. 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 : zv5 = = = 29,481 (5.29)

у колеса : zv6 = = = 75,473 (5.30)

Тогда : YF5 = 3,81

YF6 = 3,61

Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:

[sF] = . (5.31)

KFL - коэффициент долговечности.

KFL = , (5.32)

где NFO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000;

NFE = 60 · n · c · tS · KFE (5.33)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n3 = 383,729 об./мин.; n(колеса) = n4 = 239,831 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 (5.34)

- Lг=5 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,3 - коэффициент годового использования;

- kс=0,25 - коэффициент суточного использования.

tS = 365 · 5 · 1 · 8 · 0,3 · 0,25 = 1095 ч.

KFE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

KFE = S (5.35)

KFE = + + = 2,98

где mF = 6 для сталей нормальной прочности.

Тогда:

NFE(шест.) = 60 · 383,729 · 1 · 1095 · 2,98 = 75128765,994

NFE(кол.) = 60 · 239,831 · 1 · 1095 · 2,98 = 46955552,166

В итоге получаем:

КFL(шест.) = = 0,613

Так как КFL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1

КFL(кол.) = = 0,663

Так как КFL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1

Для шестерни: soF lim b = 504 МПа;

Для колеса : soF lim b = 441 МПа.

Коэффициент [Sf] безопасности находим по формуле 3.24[1]:

[SF] = [SF]' · [SF]". (5.36)

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] = = 288 МПа;

для колеса : [sF6] = = 252 МПа;

Находим отношения : (5.37)

для шестерни: = = 75,591

для колеса : = = 69,806

Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса:

sF6 = Ј [sF]

sF6 = = 144,67 МПа < [sF] = 252 МПа.

Условие прочности выполнено.

Таблица 7. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	HB1ср	?в	[?]H	[?]F
			HB2ср	H/мм2
Шестерня	40ХН	улучшение	280	930	648,327	288
Колесо	40Х	улучшение	245	830	579,345	252

Таблица 8. Параметры зубчатой конической передачи, мм.

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Внешнее конусное расстояние Re	94,34	Угол наклона зубьев b, град	0
Внешний модуль me(mte)	4	Внешний делительный диаметр:
Ширина зубчатого венца b	27	шестерни de1 колеса de2	100 160
Числа зубьев:		Внешний диаметр окружности вершин:
шестерни z1 колеса z2	25 40
		шестерни dae1 колеса dae2	106,784 164,24
Вид зубьев	прямозубая передача	Внешний диаметр окружности впадин:
		шестерни dfe1 колеса dfe2	91,52 154,7
Угол делительного конуса, град:		Средний делительный диаметр:
шестерни ?2 колеса ?1	32,005 57,995	шестерни d1 колеса d2	85,689 137,105
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечание
Контактные напряжения ?H, H/мм2	579,345	562,632	-
Напряжения изгиба, H/мм2	?F1	288	152,685	-
	?F2	252	144,67	-

5. Предварительный расчёт валов

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 і (6.1)

5.1 Ведущий вал

Рис. 7. 1-й вал привода.

dв і = 22,481 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d1 = 32 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 35 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 35 мм.

Под 4-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d4 = 28 мм.

5.2 2-й вал

Рис. 8. 2-й вал привода.

dв і = 26,887 мм.

Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d1 = 30 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 35 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 35 мм.

Под 4-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d4 = 30 мм.

5.3 3-й вал

Рис. 9. 3-й вал привода.

dв і = 29,521 мм.

Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d1 = 30 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 35 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 35 мм.

Под 4-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d4 = 30 мм.

5.4 Выходной вал

Рис. 10. 4-й вал привода.

dв і = 34,006 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 35 мм.

Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d2 = 38 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 35 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d4 = 36 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.	22,481	Под свободным (присоединительным) концом вала: 32	Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35	Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35	Под 4-м элементом (ведущим) диаметр вала: 28
2-й вал.	26,887	Под 1-м элементом (ведомым) диаметр вала: 30	Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35	Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35	Под 4-м элементом (ведущим) диаметр вала: 30
3-й вал.	29,521	Под 1-м элементом (ведомым) диаметр вала: 30	Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35	Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35	Под 4-м элементом (ведущим) диаметр вала: 30
Выходной вал.	34,006	Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35	Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала: 38	Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35	Под свободным (присоединительным) концом вала: 36

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.	117	170	80
2-й вал.	115	370	80
3-й вал.	70	60	45
Выходной вал.	110	70	117

6. Конструктивные размеры шестерен и колёс

6.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала = (1,5...1,8) · 28 = 42...50,4 мм. (7.1)

Принимаем: dступ = 42 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (1,2...1,5) · dвала = (1,2...1,5) · 28 = 33,6...42 мм (7.2)

Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине шкива: Lступ = 50 мм.

Толщина обода:dо = (1,1...1,3) · h = (1,1...1,3) · 8,7 = 9,57...11,31 мм (7.3)

Принимаем: dо = 10 мм.

где h = 8,7 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = d1 - 2 · (do + h) = 125 - 2 · (10 + 8,7) = 87,6 мм (7.4)

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) (7.5)

DC отв. = 0,5 · (87,6 + 42) = 64,8 мм--»--65 мм

где Doбода = 87,6 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий:

Dотв. = (7.6)

Dотв. = 11,4 мм--»--11 мм.

6.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала = (1,5...1,8) · 30 = 45...54 мм. (7.7)

Принимаем: dступ = 45 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (1,2...1,5) · dвала = (1,2...1,5) · 30 = 36...45 мм (7.8)

Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине шкива: Lступ = 50 мм.

Толщина обода:

dо = (1,1...1,3) · h = (1,1...1,3) · 8,7 = 9,57...11,31 мм (7.9)

Принимаем: dо = 10 мм.

где h = 8,7 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = d2 - 2 · (do + h) = 224 - 2 · (10 + 8,7) = 186,6 мм (7.10)

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) (7.11)

DC отв. = 0,5 · (186,6 + 45) = 115,8 мм--»--116 мм

где Doбода = 186,6 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий:

Dотв. = (7.12)

Dотв. = 35,4 мм--»--35 мм.

6.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала (7.13)

dступ = (1,5...1,8) · 30 = 45...54 мм. Принимаем dступ = 45 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (0,8...1,5) · dвала (7.14)

Lступ = (0,8...1,5) · 30 = 24...45 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b3 = 31 мм.

Фаска:

n = 0,5 · mn = 0,5 · 4 = 2 мм (7.15)

6.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала (7.16)

dступ = (1,5...1,8) · 30 = 45...54 мм. Принимаем dступ = 45 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (0,8...1,5) · dвала (7.17)

Lступ = (0,8...1,5) · 30 = 24...45 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b4 = 27 мм.

Толщина обода:

dо = (2,5...4) · mn (7.18)

dо = (2,5...4) · 4 = 10...16 мм,

здесь: mn = 4 мм - модуль нормальный. Принимаем: dо = 10 мм.

Толщина диска:

С = (0,2...0,3) · b4 (7.19)

C = (0,2...0,3) · 27 = 5,4...8,1 мм, здесь b4 = 27 мм - ширина зубчатого венца.

Принимаем: С = 5 мм.

Толщина рёбер: s = 0,8 · C = 0,8 · 5 = 4 мм (7.20)

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Da4 - 2 · (2 · mn + do) (7.21)

Dобода = 148 - 2 · (2 · 4 + 10) = 112 мм

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (112 + 45) = 78,5 мм--»--79 мм. (7.22)

Диаметр отверстий:

Dотв. = = = 16,75 мм--»--17 мм. (7.23)

Фаска:

n = 0,5 · mn = 0,5 · 4 = 2 мм (7.24)

6.5 Коническая шестерня 3-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала = (1,5...1,8) · 30 = 45...54 мм. (7.25)

Принимаем: dступ = 45 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (1,2...1,4) · dвала = (1,2...1,4) · 30 = 36...42 мм (7.26)

Принимаем: Lступ = 36 мм.

Толщина обода:

dо = (3...4) · mn = 3 · 4 = 12 мм (7.27)

где mn = 4 мм - модуль нормальный.

Толщина диска:

С = (0,1...0,17) · Re = 0,1 · 94,34 = 9,434 мм--»--9 мм. (7.28)

где Re = 94,34 мм - внешнее конусное расстояние.

6.6 Коническое колесо 3-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала = (1,5...1,8) · 38 = 57...68,4 мм. (7.29)

Принимаем: dступ = 57 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (1,2...1,4) · dвала = (1,2...1,4) · 38 = 45,6...53,2 мм (7.30)

Принимаем: Lступ = 46 мм.

Толщина обода:

dо = (3...4) · mn = 3 · 4 = 12 мм (7.31)

где mn = 4 мм - модуль нормальный.

Толщина диска:

С = (0,1...0,17) · Re = 0,1 · 94,34 = 9,434 мм--»--9 мм. (7.32)

где Re = 94,34 мм - внешнее конусное расстояние.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (108 + 57) = 82,5 мм--»--82 мм (7.33)

где Doбода = 108 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий:

Dотв. = = = 12,75 мм--»--12 мм. (7.34)

7. Выбор муфт

7.1 Выбор муфты на входном валу привода

Так как нет необходимости в больших компенсирующих способностях муфт и, в процессе монтажа и эксплуатации соблюдается достаточная соосность валов, то возможен подбор муфты упругой с резиновой звёздочкой. Муфты обладают большой радиальной, угловой и осевой жёсткостью. Выбор муфты упругой с резиновой звёздочкой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала.

Рис. 11. Муфта упругая со звёздочкой.

Диаметры соединяемых валов:

d(эл. двиг.) = 38 мм;

d(1-го вала) = 32 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту:

T = 44,618 Н·м

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kр · T = 1,5 · 44,618 = 66,927 Н·м (8.1)

здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].

Частота вращения муфты:

n = 967 об./мин.

Выбираем муфту упругую с резиновой звёздочкой 250-38-1-32-1-У3 ГОСТ 14084-93 (по табл. К23[3]) Для расчётного момента более 16 Н·м число "лучей" звёздочки будет 6.

Радиальная сила, с которой муфта упругая со звёздочкой действует на вал, равна:

Fм1 = СDr · Dr, (8.2)

где: СDr = 1320 Н/мм - радиальная жёсткость данной муфты; Dr = 0,4 мм - радиальное смещение. Тогда:

Fм1 = 1320 · 0,4 = 528 Н.

7.2 Выбор муфты на выходном валу привода

Будем подбирать муфту упругую с торообразной оболочкой. Достоинство данного типа муфт: большая крутильная, радиальная и угловая податливость. Выбор муфты упругую с торообразной оболочкой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала.

Рис. 12. Муфта упругая с торообразной оболочкой.

Диаметры соединяемых валов:

d(выход. вала) = 36 мм;

d(вала потребит.) = 36 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту:

T = 154,434 Н·м

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kр · T = 1,5 · 154,434 = 231,65 Н·м (8.3)

здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].

Частота вращения муфты:

n = 239,831 об./мин.

Выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой 315-36.1-36.1 ГОСТ 20884-93 (по табл. К25[3]).

Толщина оболочки вычисляется по формуле:

d = 0,05 · D = 0,05 · 250 = 12,5 мм; (8.4)

здесь D=250 мм - наружный диаметр тора

Проверим прочность торообразной оболочки в кольцевом сечении диаметром:

D1 = 0,75 · D = 0,75 · 250 = 187,5 мм; (8.5)

tк = (8.6)

tк = = 0,336 МПа Ј [tк] = 0,45МПа,

Условие прочности торообразной оболочки соблюдено.

Радиальная сила, с которой муфта с торообразной оболочкой действует на вал, близка к нулю. Принимаем:

Fм2 = 0 H.

Таблица 11. Муфты.

Муфты	Соединяемые валы
	Ведущий	Ведомый
Муфта упругая с резиновой звёздочкой 250-38-1-32-1-У3 ГОСТ 14084-93 (по табл. К23[3]) с числом "лучей" звёздочки - 6.	Вал двигателя d(эл. двиг.) = 38 мм;	1-й вал d(1-го вала) = 32 мм;
Муфта упругая с торообразной оболочкой 315-36.1-36.1 ГОСТ 20884-93 (по табл. К25[3]).	Выходной вал d(выход. вала) = 36 мм;	Вал потребителя d(вала потребит.) = 36 мм;

8. Проверка прочности шпоночных (шлицевых) соединений

8.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 8x7. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Рис. 13. Шпонка призматическая.

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

sсм = (9.1)

sсм = = 28,712 МПа Ј [sсм]

где T1 = 44618,236 Н·мм - момент на валу; dвала = 28 мм - диаметр вала; h = 7 мм - высота шпонки; b = 8 мм - ширина шпонки; l = 45 мм - длина шпонки; t1 = 4 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 = (9.2)

tср = = 10,767 МПа Ј [tср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

8.2 Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 8x7. 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 = (9.3)

sсм = = 45,843 МПа Ј [sсм]

где T2 = 76329,02 Н·мм - момент на валу; dвала = 30 мм - диаметр вала; h = 7 мм - высота шпонки; b = 8 мм - ширина шпонки; l = 45 мм - длина шпонки; t1 = 4 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 = (9.4)

tср = = 17,191 МПа Ј [tср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

8.3 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 8x7. 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 = (9.5)

sсм = = 49,888 МПа Ј [sсм]

где T2 = 76329,02 Н·мм - момент на валу; dвала = 30 мм - диаметр вала; h = 7 мм - высота шпонки; b = 8 мм - ширина шпонки; l = 25 мм - длина шпонки; t1 = 4 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 = (9.6)

tср = = 18,708 МПа Ј [tср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

8.4 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 8x7. Размеры сечений шпонок, пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).



Рис. 16. Шпонки призматические.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

sсм = (9.7)

sсм = = 56,129 МПа Ј [sсм]

где T3 = 101032,102 Н·мм - момент на валу; dвала = 30 мм - диаметр вала; h = 7 мм - высота шпонки; b = 8 мм - ширина шпонки; l = 28 мм - длина шпонки; t1 = 4 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 = (9.8)

tср = = 21,048 МПа Ј [tср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

8.5 Шестерня 3-й зубчатой конической передачи

Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 8x7. Размеры сечений шпонок, пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Рис. 17. Шпонки призматические.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

sсм = (9.10)

sсм = = 56,129 МПа Ј [sсм]

где T3 = 101032,102 Н·мм - момент на валу; dвала = 30 мм - диаметр вала; h = 7 мм - высота шпонки; b = 8 мм - ширина шпонки; l = 28 мм - длина шпонки; t1 = 4 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 = (9.11)

tср = = 21,048 МПа Ј [tср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

8.6 Колесо 3-й зубчатой конической передачи

Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 10x8. Размеры сечений шпонок, пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Рис. 18. Шпонки призматические.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

sсм = (9.12)

sсм = = 45,156 МПа Ј [sсм]

где T4 = 154433,605 Н·мм - момент на валу; dвала = 38 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 10 мм - ширина шпонки; l = 40 мм - длина шпонки; t1 = 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 = (9.13)

tср = = 13,547 МПа Ј [tср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

Таблица 12. Соединения элементов передач с валами.

Передачи	Соединения
	Ведущий элемент передачи	Ведомый элемент передачи
1-я клиноременная передача	Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 8x7	Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 8x7
2-я зубчатая цилиндрическая передача	Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 8x7	Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 8x7
3-я зубчатая коническая передача	Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 8x7	Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 10x8

9. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого конического редуктора:

d = 0.05 · Re + 1 = 0.05 · 94,34 + 1 = 5,717 мм (10.1)

Так как должно быть d і 8.0 мм, принимаем d = 8.0 мм.

d1 = 0.04 · Re + 1 = 0.04 · 94,34 + 1 = 4,774 мм (10.2)

Так как должно быть d1 і 8.0 мм, принимаем d1 = 8.0 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b = 1.5 · d = 1.5 · 8 = 12 мм. (10.3)

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b1 = 1.5 · d1 = 1.5 · 8 = 12 мм. (10.4)

Толщина нижнего пояса корпуса:

без бобышки: p = 2.35 · d = 2.35 · 8 = 18,8 мм, (10.5)

округляя в большую сторону, получим p = 19 мм.

при наличии бобышки: p1 = 1.5 · d = 1.5 · 8 = 12 мм. (10.6)

p2 = (2,25...2,75) · d = 2.65 · 8 = 21,2 мм., (10.7)

округляя в большую сторону, получим p2 = 22 мм.

Толщина рёбер основания корпуса: m = (0,85...1) · d = 0.9 · 8 = 7,2 мм. (10.8)

Округляя в большую сторону, получим m = 8 мм.

Толщина рёбер крышки: m1 = (0,85...1) · d1 = 0.9 · 8 = 7,2 мм. (10.9)

Округляя в большую сторону, получим m1 = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов (их число і 4):

d1 і 0,072 · Re + 12 (10.10)

d1 і 0.072 · 94,34 + 12 = 18,792 мм.

Принимаем d1 = 20 мм.

Диаметр болтов:

у подшипников:

d2 = (0,7...0,75) · d1 = (0,7...0,75) · 20 = 14...15 мм. (10.11)

Принимаем d2 = 16 мм.

соединяющих основание корпуса с крышкой:

d3 = (0,5...0,6) · d1 = (0,5...0,6) · 20 = 10...12 мм. (10.12)

Принимаем d3 = 12 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d2(см. рис. 10.18[1]):

e і (1...1,2) · d2 = (1...1.2) · 16 = 16...19,2 = 17 мм; (10.13)

q і 0,5 · d2 + d4 = 0,5 · 16 + 5 = 13 мм; (10.14)

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.

10. Проверка долговечности подшипников

10.1 Расчёт реакций в опорах 1-го вала

Силы, спроецированные на оси "x" и "y", действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx1 = Fв(пер.1) · cos(a1) = 1536,126 · cos(60o) = 768,063 H

Fy1 = Fв(пер.1) · sin(a1) = 1536,126 · sin(60o) = 1330,324 H