Размещено на http://www.Allbest.Ru/

Размещено на http://www.Allbest.Ru/

Размещено на http://www.Allbest.Ru/

Зміст

• Вступ
• 1. Кінематичний розрахунок
• 1.1 Підбір електродвигуна
• 1.2 Уточнення передавальних чисел приводу
• 1.3 Визначення частот обертання і моментів, що обертають на валах
• 2. Розрахунок циліндричної передачі
• 2.1 Вибір твердості, термічної обробки і матеріалу коліс
• 2.2 Визначення допустимих контактних напружень
• 2.3 Визначення напружень вигину
• 2.4 Проектний розрахунок
• 2.4.1 Міжосьова відстань
• 2.4.2 Попредні основні розміри колеса
• 2.4.3 Модуль передачі
• 2.4.4 Сумарне число зубів
• 2.4.5 Число зубів шестерні і колеса
• 2.4.6 Фактичне передавальне число
• 2.4.7 Діаметри коліс
• 2.4.8 Розміри заготовок
• 2.4.9 Перевірка зубів коліс по контактним напруженням
• 2.4.10 Сили в зачепленні
• 3. Ескізне проектування
• 3.1 Проектні розрахунки валів
• 3.2 Відстані між деталями передач
• 3.3 Вибір типів підшипників
• 3.4 Схеми установки підшипників
• 3.5 Складання компонувальною схеми
• 4. Конструювання зубчатих коліс
• 4.1 Шестерня
• 4.2 Зубчасте колесо
• 5. Підбір шпонкових з'єднань
• 5.1 Підбір шпонок для з'єднання зубчастого колеса і вала
• 5.2 Підбір шпонок вхідного і вихідного хвостовиків
• 6. Підбір підшипників кочення на заданий ресурс
• 6.1 Підшипники швидкохідного вала
• 6.2 Підшипники тихохідного вала
• 7. Конструювання корпусних деталей
• 8. Конструювання кришок підшипників
• 9. Розрахунок пасової передачі
• 10. Розрахунок валів на міцність
• 10.1 Вхідний вал
• 10.2 Вихідний вал
• 11. Вибір манжетних ущільнень
• 11.1 Вхідний вал
• 11.2 Вихідний вал
• 12. Вибір мастильних матеріалів і системи змащування
• 13. Підбір муфти
• 14. Порядок складання приводу, виконання необхідних регулювальних робіт
• Список використаної літератури


Вступ

Машини складаються з деталей. Деталі машин - це складові частини машин, кожна з яких виготовлена без застосування складальних операцій (наприклад, вал).

Число деталей в складних машинах може становити десятки і сотні тисяч, наприклад, в автомобілі більше 15 тис. деталей, в автоматизованих комплексах прокатного обладнання - більше мільйона.

Курс «Деталі машин» охоплює також сукупність спільно працюючих деталей, що представляють собою конструктивно відокремлені одиниці, зазвичай об'єднуються, одним призначенням і звані складальними одиницями або вузлами. Вузли однієї машини можна виготовляти на різних заводах. Характерними прикладами вузлів є редуктори, коробки передач, муфти, Підшипники у власних корпусах.

Для отримання знань з проектування, проводимо проектування редуктора. Редуктором називається механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаних у вигляді окремого агрегату і службовець для передачі обертання від вала двигуна до валу робочої машини. Редуктор призначений для зниження кутової швидкості і відповідно підвищення крутного моменту веденого валу в порівнянні з ведучим. Редуктор складається з корпусу, в якому розташовані елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники.



1. Кінематичний розрахунок

1.1 Підбір електродвигуна

Споживану потужність (кВт) приводу (потужність на виході) задано:

Pв = 6 кВт.

Тоді необхідна потужність електродвигуна [1, стор. 5]

P_{э.необх} = P_в/з_заг,

де з_заг = з₁ з₂ з₃ ...

Тут з₁, з₂, з₃ ... - ККД окремих ланок кінематичного ланцюга, орієнтовні значення яких з урахуванням втрат в підшипниках можна приймати по табл. 1.1 (1, стор. 6).

Загальний ККД приводу

З_заг = з_зз_пасз_мз_оп;

де з_з - ККД зубчастої передачі;

з_пас - ККД пасової передачі;

з_м - ККД сполучної муфти;

з_оп - ККД опор редуктора.

За табл. 1.1: з_з = 0.97; з_пас = 0.95; з_м = 0.98; з_оп = 0.99²;

тоді

з_заг = 0.97 • 0.95 • 0.98 • 0.992 = 0.89;

Необхідна потужність електродвигуна

P_{е. необ} = 6 / 0.89 = 6.74 кВт;

Необхідна частота обертання валу електродвигуна обчислимо, підставляючи в формулу для n_{е.необх} середні значення передавальних чисел з рекомендованого діапазону для присутніх передач.

вид передачі	твердість зубів	Передавальне число
		Uрек	Uгранич
Зубчаста циліндрична: тихохідна ступінь у всіх редукторах (Uт) швидкохідна ступінь в редукторах по розгорнутій схемі (Uшв) швидкохідний ступінь в співвісний редукторі (Uшв)	? 350 HB 40 ... 56 HRCе 56 ... 63 HRCе ? 350 HB 40 ... 56 HRCе 56 ... 63 HRCе ? 350 HB 40 ... 56 HRCе 56 ... 63 HRCе	2,5 ... 5,6 2,5 ... 5,6 2 ... 4 3,15 ... 5,6 3,15 ... 5 2,5 ... 4 4 ... 6,3 4 ... 6,3 3,15 ... 5	6,3 6,3 5,6 8 7,1 6,3 8 7,1 6,3
Коробка передач	Будь-яка	1 ... 2,5	3,15
конічна зубчаста	? 350 HB ? 40 HRCе	1 ... 4 1 ... 4	6,3 5
черв'ячна	-	16 ... 50	80
ланцюгова	-	1,5 ... 3	4
ремінна	-	2 ... 3	5

n_{э.необх} = n_в • U_цил • U_р = 250 • 4 • 2 = 2000 хв-1;

де U_ціл - передавальне число передачі одноступінчатого циліндричного редуктора; Uпас - пердаточное число пасової передачі.

За табл. 24.9 [1, стор. 417] вибираємо електродвигун АІР112M2: P = 7,5 кВт; n = 2895 хв-1.

Відношення максимального крутного моменту до номінального T_max / T = 2.2.

1.2 Уточнення передавальних чисел приводу

Після вибору n визначають загальне передавальне число приводу [1, стор. 8]

U_заг = n / n _в;

U_заг = 2895/150 = 11.58;



Отримане розрахунком загальне передавальне число розподіляють між редуктором і іншими передачами, між окремими ступенями редуктора.

Якщо в кінематичній схемі крім редуктора (коробки передач) є ланцюгова або ремінна передача, то попередньо призначене передавальне число передачі не змінюють, приймаючи U_п = U_ц або U_п = U_р або U_п = U_цU_р, а уточнюють передавальне число редуктора [1, стор. 8]

U_п = U_р = 2 = 2;

U_ред = U_заг/U_п = 11.58 / 2 = 5.79;

1.3 Визначення частот обертання і моментів, що обертають на валах

Після визначення передавальних чисел ступенів редуктора (коробки передач) обчислюють частоти обертання і обертаючі моменти на валах передачі.

Якщо в заданій схемі відсутній ланцюгова передача на виході, то частота обертання валу колеса циліндричної передачі

n₂ = n_в = 250 хв^-1.

Частота обертання валу шестерні циліндричної передачі

n₁ = n₂U_цил = 250 • 5.79 = 1447.5 хв^-1.

Момент на валу колеса циліндричної передачі при відсутності ланцюгової передачі

T₂ = T_в/(з_мз_оп) = 229.18 / (0.98 • 0.98) = 238.63 (Н•м);



де з_оп - ККД опор приводного вала; з_м - ККД муфти.

Момент, що обертає на валу шестерні циліндричної передачі

T₁ = T₂/ (U_цилз_цил) = 238.63 /(5.79 • 0.97) = 42.49 (Н•м).

де з_цил - ККД циліндричної передачі; U_цил - передавальне число циліндричної передачі.

Зведена таблиця з даними необхідними для розрахунку редуктора:

Uред	n1, хв-1	T1, Н•м	n2, хв-1	T2, Н•м
5.79	1447.5	42.49	250	238.63

Примітка: розрахункові дані можуть мати похибку до 3% через заокруглення в розрахунках.



2. Розрахунок циліндричної передачі

2.1 Вибір твердості, термічної обробки і матеріалу коліс

Залежно від виду вироби, умов його експлуатації і вимог до габаритних розмірів вибирають необхідну твердість коліс і матеріали для їх виготовлення. Для силових передач найчастіше застосовують стали. Передачі зі сталевими зубчастими колесами мають мінімальну масу і габарити, тим менше, чим вище твердість робочих поверхонь зубів, яка в свою чергу залежить від марки стали і варіанти термічної обробки (табл. 1). [1, стор.11]

Таблиця 1

Марка сталі	Термообробка	Граничні розміри заготовки, мм	твердість зубів	ут, МПа
		Dпр	Dпр	в серцевині	на поверхні
45	покращена	125	80	235-262 HB	235-262 HB	540
	покращена	80	50	269-302 HB	269-302 HB	650
40Х	покращена	200	125	235-262 HB	235-262 HB	640
	покращена	125	80	269-302 HB	269-302 HB	750
	покращена і гарт ТВЧ	125	80	269-302 HB	45-50 HRCе	750
40ХН, 35ХМ	покращена	315	200	235-262 HB	235-262 HB	630
	покращена	200	125	269-302 HB	269-302 HB	750
	покращена і гарт ТВЧ	200	125	269-302 HB	48-53 HRCе	750
40ХНМА, 38Х2МЮА	покращена і з азотуванням	125	80	269-302 HB	50-56 HRCе	780
20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГМ	покращена, цементація і гарт	200	125	300-400 HB	56-63 HRCе	800

Шестерня

Матеріал - Сталь 40Х

Призначаємо термічну обробку шестерні - покращення і загартування ТВЧ.

Граничні розміри заготовки: Dпр = 125 мм, S пр = 80 мм.

Твердість зубів: в серцевині до 302 HB, на поверхні до 50 HRCе.

Максимальне напруження у_T = 750 МПа.

Колесо

Матеріал - Сталь 40Х

Призначаємо термічну обробку шестерні - покращення і загартування ТВЧ.

Граничні розміри заготовки: Dпр = 125 мм, S пр = 80 мм.

Твердість зубів: в серцевині до 302 HB, на поверхні до 50 HRCе.

Максимальне напруження у_T = 750 МПа.

2.2 Визначення допустимих контактних напружень

Контактні напруги [у]_H1 для шестерні і [у]_H2 для колеса визначають по загальній залежності (але з підстановкою відповідних параметрів для шестерні і колеса), з огляду на вплив на контактну міцність довговічності (ресурсу), шорсткості сполучених поверхонь зубів і окружної швидкості:

[у]_H = [у]_HlimZ_NZ_RZ_V/S_H.

Межа контактної витривалості [у] _Hlim обчислюють за емпіричними формулами в залежності від матеріалу і способу термічної обробки зубчастого колеса і середньої твердості (HB_сер або HRC_{е сер}) на поверхні зубів (табл. 2). [1, стор. 12]

Таблиця 2

Спосіб термічної або хіміко-термічної обробки	Середня твердість на поверхні	сталь	уHlim, МПа
покращена поверхневе загартування цементація Азотування	<350 HB 40 ... 56 HRCе > 56 HRCе > 52 HRCе	Вуглецева і легована легована	2 HBсер + 70 17 HRCе сер + 200 23 HRCе сер 1050

Для обраної марки стали і ТО шестерні

[у]_{Hlim 1} = 17•HRC_{е сер} + 200 = 17•48 + 200 = 1016 МПа.

Для обраної марки стали і ТО колеса

[у]_{Hlim 2} = 17•HRC_{э ср} + 200 = 17•48 + 200 = 1016 МПа.

Мінімальні значення коефіцієнта запасу міцності для зубчастих коліс з однорідною структурою матеріалу (поліпшених, об'ємно загартованих) S_H = 1,1; для зубчастих коліс з поверхневим зміцненням S_H = 1,2.

Для обраної ТО шестерні (покращена і гарт ТВЧ) приймаємо S_{H 1} = 1,1

Для обраної ТО колеса (покращена і гарт ТВЧ) приймаємо S_{H 2} = 1,2.

Коефіцієнт довговічності Z_N враховує вплив ресурсу

(1)

Число N_HG циклів, відповідне перелому кривої втоми, визначають по середньої твердості поверхонь зубів [1, стор. 13]:

Твердість у одиницях HRC переводять в одиниці HB:

HRCе	45	47	48	50	51	53	55	60	62	65
HB	425	440	460	480	495	522	540	600	620	670

Перекладена середня твердість поверхні зубів для обраного матеріалу шестерні дорівнює 451 HB.

N_HG 1 = 30 • 4512,4 = 70405590.

для колеса

N_HG 2 = 30 • 4512,4 = 70405590.

Ресурс N_k передачі в числах циклів зміни напруг при частоті обертання n, хв-1, і часу роботи L_h, годину:

N_k = 60nn_зL_h,

де n_з - число входжень у зачеплення зуба розраховується колеса за один його оборот (чисельно дорівнює числу коліс, що знаходяться в зачепленні з розраховується). [1, стор. 13]

У загальному випадку сумарний час L_h (в год) роботи передачі обчислюють за формулою

L_h = L365K_рік24K_доб,

де L - число років роботи;

Kрік - коефіцієнт річного використання передачі;

Kдоб - коефіцієнт добового використання передачі.

Число зацеплений nз і для колеса і для шестерні в даному випадку дорівнює 1.

L_h = 15000 • 365 • 1 • 24 • 1 = 131400000, год.

Для шестерні:

N_{k ш} = 60 • 1447.5 • 1 • 131400000 = 11412090000000, год

Оскільки N_{k ш}> N_HG, то приймаємо N_{k ш} = N_HG = 70405590. [1, стор. 13]

Z_{N ш} = 1

Для колеса:

N_{k кол} = 60 • 150 • 1 • 131400000 = 1971000 млн.

Оскільки N_{k кол}> N_HG, то приймаємо N_{k кол} = N_HG = 70405590. [1, стор. 13]

Z_{N кол} = 1

Коефіцієнт Z_R, що враховує вплив шорсткості сполучених поверхонь зубів, беруть для зубчастого колеса пари з більш грубою поверхнею в залежності від параметра Ra шорсткості (Z_R = 1 - 0,9). Великі значення відповідають шліфованим і полірованим поверхням (Ra = 0,63 ... 1,25 мкм).

Приймаємо Z_R, як для шестерні так і для колеса дорівнює 0,9.

Коефіцієнт Z_V враховує вплив окружної швидкості V (Z_V = 1 ... 1,15). Менші значення відповідають твердим передачам, які працюють при малих окружних швидкостях (V до 5 м / с).

Приймаємо Z_V як для шестерні так і для колеса рівним 1,05 - як задовольняє в більшості випадків.

Для шестерні:

[у]_H1 = [у]_HlimZ_{N ш}Z_RZ_V/S_H = 800.1 МПа.

Для колеса:

[у]_H2 = [у]_HlimZ_{N кол}Z_RZ_V/S_H = 800.1 МПа.

Допускна напруга [у]_H для циліндричних і конічних передач з прямими зубами рівно меншому з допустимих напружень шестерні [у]_H1 і колеса [у]_H2. [1, стор. 14]

Приймаємо мінімальне допустиме напруження [у]_H = 800.1 МПа.

2.3 Визначення напружень вигину

Допустимі напруги вигину зубів шестерні [у]_F1 і колеса [у]_F2 визначають по загальній залежності (але з підстановкою відповідних параметрів для шестерні і колеса), з огляду на вплив на опір втоми при вигині довговічності (ресурсу), шорсткості поверхні викружки (перехідної поверхні між суміжними зубами) і реверсу (двостороннього додатка) навантаження:



[у]_F = [у]_FlimY_NY_RY_A/S_F.

Межа міцності [у]_Flim при віднульовому циклі напружень обчислюють за емпіричними формулами (табл. 3).

Таблиця 3

Спосіб термічної або хіміко-термічної обробки	Група сталей	твердість зубів	уFlim, МПа
		на поверхні	в серцевині
покращена	45, 40Х, 40ХН, 35ХМ	<350 HB	<350 HB	1,75 HBср
Загартування ТВЧ по контуру зубів	40Х, 40ХН, 35ХМ	48 - 52 HRCе	27-35 HRCе	600-700
Загартування ТВЧ наскрізна (m <3 мм)		48 - 52 HRCе	48-52 HRCе	500-600
цементація	20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 25ХГМ, 12ХН3А	57 - 62 HRCе	30-45 HRCе	750-800
Цементація з автоматичним регулюванням процесу				850-950
Азотування	38Х2МЮА, 40ХНМА	<67 HRCе	24-40 HRCе	12 HRCе ср +290

Приймаємо для обраної марки стали і ТО (Сталь 40Х, покращена і гарт ТВЧ) шестерні

[у]_{Flim 1} = 600 МПа.

Для колеса (Сталь 40Х, покращена і гарт ТВЧ)

[у]_{Flim 2} = 600 МПа.

Мінімальне значення коефіцієнта запасу міцності: для цементованних і нітроцементованних зубчастих коліс - S_F = 1,55; для інших - S_F = 1,7.

Приймаємо для шестерні (покращена і гарт ТВЧ) S_F 1= 1.7.

Для колеса (покращена і гарт ТВЧ) S_F 2 = 1.7.

Коефіцієнт довговічності YN враховує вплив ресурсу:

(2)



де Y_Nmax = 4 і q = 6 - для поліпшених зубчастих коліс;

Y_Nmax = 2,5 і q = 9 для загартованих і поверхнево зміцнених зубів.

Число циклів, відповідне перелому кривої втоми, N_FG = 4 • 106. [1, стор.15]

Для обраної ТО шестерні (покращена і гарт ТВЧ) приймаємо Y_{Nmax 1} = 2.5 и q₁ = 9.

Для обраної ТО колеса (покращена і гарт ТВЧ) приймаємо Y_{Nmax 2} = 2.5 и q₂ = 9.

Призначений ресурс N_k обчислюють так само, як і при розрахунках по контактним напруженням.

У відповідності з кривою втоми напруги у_F не можуть мати значення менших у_Flim. Тому при N_k > Nsub>FG приймают N_k = N_FG.

Для довго працюючих швидкохідних передач N_k ? N_FG і, отже Y_N = 1, що і враховує перший знак нерівності в (2). Другий знак нерівності обмежує допустимі напруження за умовою запобігання пластичної деформації або крихкого руйнування зуба. [1, стор.15]

Для шестерні:

N_{k ш} = 60 • 1447.5 • 1 • 131400000 = 11412090000000

Оскільки N_{k ш} > N_FG, то приймаемо N_{k ш} = N_FG = 4000000.

Y_{N ш} = 1

Для колеса:

N_{k кол} = 60 • 250 • 1 • 131400000 = 1971000000000

Оскільки N_{k кол} > N_FG, то приймаемо N_{k кол} = N_FG = 4000000.

Y_{N кол} = 1

Коефіцієнт Y_R, що враховує вплив шорсткості перехідної поверхні між зубами, приймають: Y_R = 1 при шліфуванні і зубофрезерованні з параметром шероховатості R_Z ? 40 мкм; Y_R = 1,05 ... 1,2 при поліруванні (великі значення при поліпшенні і після гарту ТВЧ).

Приймаємо Y_R = 1,1.

Коефіцієнт Y_A враховує вплив двостороннього програми навантаження (реверса). При односторонньому додатку навантаження Y_A = 1. При реверсивному навантаженні і однакових навантаженні і числі циклів навантаження в прямому і зворотному напрямку (наприклад, зуби сателіта в планетарній передачі): Y_A = 0,65 - для нормалізованих і поліпшених сталей; Y_A = 0,75 - для загартованих і цементованних; Y_A = 0,9 - для азотованих.

Так як в проектованої передачі не буде реверсивного ходу, то приймаємо для шестерні і колеса Y_A = 1.

Для шестерні:

[у]_F1 = [у]_{Flim 1}Y_{N ш}Y_RY_{A 1}/S_{F 1} = 388.24 МПа

Для колеса:

[у]_F2 = [у]_{Flim 2}Y_{N кол}Y_RY_{A 2}/S_{F 2} = 388.24 МПа

2.4 Проектний розрахунок

2.4.1 Міжосьова відстань

Попереднє значення міжосьової відстані a_w', мм:

де знак "+" (в дужках) відносять до зовнішнього зчеплення, знак "-" - до внутрішнього; T₁ - крутний момент на шестірні (найбільший з довготривалих), Н • м; u - передавальне число.

Коефіцієнт K в залежності від поверхневої твердості H₁ і H₂ зубів шестерні і колеса соответсвенно має наступні значення [1, стор. 17]:

Поверхнева твердість і шестерні до 480 HB і колеса до 480 HB, тому коефіцієнт K приймаємо рівним 6.

U = 5.79;

a_w' = 79 мм.

Окружну швидкість н, м / с, обчислюють за формулою:

н = 1.76 м / с.

Ступінь точності зубчастої передачі призначають по табл. 4:

Таблиця 4

Ступінь точності по ГОСТ 1643-81	Допустима окружна швидкість х, м / с, коліс
	прямозубих	непрямозубих
	циліндричних	конічних	циліндричних	конічних
6 (передачі підвищеної точності) 7 (передачі нормальної точності) 8 (передачі зниженою точності) 9 (передачі низької точності)	до 20 до 12 до 6 до 2	до 12 до 8 до 4 до 1,5	до 30 до 20 до 10 до 4	до 20 до 10 до 7 до 3

При окружних швидкості 0.93 м / с (що менше 2 м / с) вибираємо ступінь точності 9.

Уточнюємо попередньо знайдене значення міжосьової відстані:

де Ka = 450 - для прямозубих коліс; Ka = 410 - для косозубих і шевронних, МПа; [у]_H - в МПа.

ш_ba - коефіцієнт ширини приймають з ряду стандартних чисел: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 в залежності від положення коліс щодо опор:

при симетричному розташуванні 0,315-0,5;

при несиметричному 0,25-0,4;

при консольному розташуванні одного або обох коліс 0,25-0,4;

Для шевронних передач ш_ba = 0,4 - 0,63; для коробок передач шba = 0,1 - 0,2; для передач внутрішнього зачеплення ш_ba = 0,2 (u + 1) / (u-1). Менші значення ш_ba - для передач з твердістю зубів H ? 45HRC.

Приймаємо ш_ba = 0,31.

Коефіцієнт навантаження в розрахунках на контактну міцність

K_H = K_HнK_HвK_Hб.

Коефіцієнт K_Hн враховує внутрішню динаміку навантаження, пов'язану насамперед із помилками кроків зачеплення і похибками профілів зубів шестерні і колеса. Значення K_Hн приймають по табл. 5 в залежності від ступеня точності передачі за нормами плавності, окружна швидкість і твердості робочих поверхонь.

Таблиця 5

Ступінь точності по ГОСТ 1643-81	Твердість на поверхні зубів колеса	Значення KHх при х, м / с
		1	3	5	8	10
6	> 350 HB	1,02 1,01	1,06 1,03	1,10 1,04	1,16 1,06	1,20 1,08
	? 350 HB	1,03 1,01	1,09 1,03	1,16 1,06	1,25 1,09	1,32 1,13
7	> 350 HB	1,02 1,01	1,06 1,03	1,12 1,05	1,19 1,08	1,25 1,10
	? 350 HB	1,04 1,02	1,12 1,06	1,20 1,08	1,32 1,13	1,40 1,16
8	> 350 HB	1,03 1,01	1,09 1,03	1,15 1,06	1,24 1,09	1,30 1,12
	? 350 HB	1,05 1,02	1,15 1,06	1,24 1,10	1,38 1,15	1,48 1,19
9	> 350 HB	1,03 1,01	1,09 1,03	1,17 1,07	1,28 1,11	1,35 1,14
	? 350 HB	1,06 1,02	1,12 1,06	1,28 1,11	1,45 1,18	1,56 1,22

Примітка. В чисельнику наведені значення для прямозубих, в знаменнику - для косозубих хубчатих коліс.

Для ступеня точності 9, максимальної окружної швидкості 0.93 м / с, твердості HB> 350 приймаємо K_Hн = 1.03.

Коефіцієнт K_Hв враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній, обумовлюється похибками виготовлення (похибками напрямки зуба) і пружними деформаціями валів, підшипників. Зуби зубчастих коліс можуть прірабативала: в результаті підвищеного місцевого зношування розподіл навантаження стає більш рівномірним. Тому розглядають коефіцієнти нерівномірності розподілу навантаження в початковий період роботи K_Hв0 і після -- K_Hв.

Значення коефіцієнта K_Hв0 приймають за таблицею 6 в залежності від коефіцієнта ш_bd = b₂/d₁, схеми передачі твердості зубів. Так як ширина колеса і діаметр шестерні ще не визначені, значення коефіцієнта ш_bd обчислюють орієнтовно:

ш_bd = 0,5ш_ba (u 1);

ш_bd = 0,5 • 0.31 • (5.79 + 1) = 1.1.

Коефіцієнт K_Hв визначають за формулою:

K_Hв = 1 + (K_Hв⁰ - 1)K_Hw,

де K_Hw - коефіцієнт, що враховує приработку зубів, його значення знаходять в залежності від окружної швидкості для зубчастого колеса із меншою твердістю (табл. 7).

Коефіціент K_Hб визначають за формулою:



K_Hб = 1 + (K⁰_Hб - 1)K_Hw,

де K_Hw - коефіцієнт, що враховує приработку зубів, його значення знаходять в залежності від окружної швидкості для зубчастого колеса із меншою твердістю (табл. 7).

Мал. 1 [1, рис. 2.4, стор. 19]

Таблиця 6

Шbd	Твердість на поверхні зубів колеса	Значення KHвo для схеми передачі по рис. 1 [1, рис. 2.4, стор. 19]
		1	2	3	4	5	6	7
0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6	? 350 HB > 350 HB ? 350 HB > 350 HB ? 350 HB > 350 HB ? 350 HB > 350 HB ? 350 HB > 350 HB ? 350 HB > 350 HB ? 350 HB > 350 HB	1.17 1.43 1.27 --- 1.45 --- --- --- --- --- --- --- --- ---	1,12 1,24 1,18 1,43 1,27 --- --- --- --- --- --- --- --- ---	1,05 1,11 1,08 1,20 1,12 1,28 1,15 1,38 1,18 1,48 1,23 --- 1,28 ---	1,03 1,08 1,05 1,13 1,08 1,20 1,10 1,27 1,13 1,34 1,17 1,42 1,20 ---	1,02 1,05 1,04 1,08 1,05 1,13 1,07 1,18 1,08 1,25 1,12 1,31 1,15 ---	1,02 1,02 1,03 1,05 1,03 1,07 1,04 1,11 1,06 1,15 1,08 1,20 1,11 1,26	1,01 1,01 1,02 1,02 1,02 1,04 1,02 1,06 1,03 1,08 1,04 1,12 1,06 1,16

Таблиця 7

Твердість на поверхні зубів	Значення KHw при н, м / с
	1	3	5	8	10	15
200 HB 250 HB 300 HB 350 HB 43 HRCе 47 HRCе 51 HRCе 60 HRCе	0,19 0,26 0,35 0,45 0,53 0,63 0,71 0,80	0,20 0,28 0,37 0,46 0,57 0,70 0,90 0,90	0,22 0,32 0,41 0,53 0,63 0,78 1,00 1,00	0,27 0,39 0,50 0,64 0,78 0,98 1,00 1,00	0,32 0,45 0,58 0,73 0,91 1,00 1,00 1,00	0,54 0,67 0,87 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00

Початкове значення коефіцієнта K_0Hб розподілу навантаження між зубах зв'язку з похибками виготовлення (похибками кроку зачеплення і напрямки зуба) визначають залежно від ступеня точності (Nст = 5, 6, 7, 8, 9) за нормами плавності:

для прямозубих передач

K⁰_Hб = 1 + 0,06(n_ст - 5), за умови 1 ? K⁰_Hб ? 1,25;

для косозубих передач

K⁰_Hб = 1 + A(n_ст - 5), за умови 1 ? K⁰_Hб ? 1,6,

де A = 0,15 - для зубчастих коліс з твердістю H₁ и H₂ > 350 HB і A = 0,25 при H₁ і H₂ ? 350 HB або H₁ > 350 HB та H₂ ? 350 HB.

K⁰_Hб = 1 + 0,06(9 - 5) = 1.24

Приймаємо коефіцієнт K_Hw по табл. 7 рівним (найближче значення твердості по таблиці 495 HB або 51 HRC до твердості колеса 480 HB) 0.71.

K_Hб = 1 + (1.24 - 1)0.90 = 1.216;

Приймаємо коефіцієнт K_Hв0 по табл. 6 (схема 6) рівним 1.15.

K_Hв = 1 + (1.15 - 1) 0.90 = 1.135;

K_H = 1.09 • 1.135 • 1.216 = 1.5.

Уточнене значення міжосьової відстані:

a_w = 116.5 мм;

Обчислення значення міжосьової відстані округлюють до найближчого числа, кратного п'яти, або по ряду розмірів Ra 40 [1, табл. 24.1]. При великосерійному виробництві редукторів a_w округлюють до найближчого стандартного значення: 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400 мм. [1, стор. 20]

Приймаємо a_w = 120 мм;

2.4.2 Попредні основні розміри колеса

Ділильний діаметр:

d₂ = 2a_wu/(u 1);

d₂ = 2 • 120 • 5.79 / (5.79 + 1) = 204.65 мм;

Ширина:

b₂ = ш_ba • a_w;

b₂ = 0.31 • 120 = 37 мм.

Приймаємо із стандартного ряду Ra 40 значення ширини:

b₂ = 38 мм.

2.4.3 Модуль передачі

Максимально допустимий модуль m_max, мм, визначають з умови неподрезанія зубів у підстави [1, стор. 20]

m_max ? 2a_w/[17(u 1)];

m_max ? 2 • 120 / [17(5.79 + 1)] = 2.08 мм.



Мінімальне значення модуля m_min, мм, визначають з умови міцності [1, стор. 20]:

де K_m = 3,4 • 103 для прямозубих і K_m = 2,8 • 103 для косозубих передач; замість [у]_F підставляють менше зі значень [у]_F2 и [у]_F1.

Таблиця 8

Ступінь точності по ГОСТ 1643-81	Твердість на поверхні зубів колеса	Значення KFх при х, м / с
		1	3	5	8	10
6	> 350 HB	1,02 1,01	1,06 1,03	1,10 1,06	1,16 1,06	1,20 1,08
	? 350 HB	1,06 1,03	1,18 1,09	1,32 1,13	1,50 1,20	1,64 1,26
7	> 350 HB	1,02 1,01	1,06 1,03	1,12 1,05	1,19 1,08	1,25 1,10
	? 350 HB	1,08 1,03	1,24 1,09	1,40 1,16	1,64 1,25	1,80 1,32
8	> 350 HB	1,03 1,01	1,09 1,03	1,15 1,06	1,24 1,09	1,30 1,12
	? 350 HB	1,10 1,04	1,30 1,12	1,48 1,19	1,77 1,30	1,96 1,38
9	> 350 HB	1,03 1,01	1,09 1,03	1,17 1,07	1,28 1,11	1,35 1,14
	? 350 HB	1,11 1,04	1,33 1,12	1,56 1,22	1,90 1,36	--- 1,45

Примітка. В чисельнику наведені значення для прямозубих, в знаменнику - для косозубих зубчастих коліс.

Коефіцієнт навантаження при розрахунку по напруженням вигину

K_F = K_FнK_FвK_Fб.



Коефіцієнт K_Fн враховує внутрішню динаміку навантаження, пов'язану насамперед із помилками кроків зачеплення шестірні і колеса. Значення K_Fн приймають по табл. 8 [1, табл. 2.9, стор. 20] в залежності від ступеня точності за нормами плавності, окружної швидкості і твердості робочих поверхонь.

Для ступеня точності 9, максимальної окружної 1.76 м/с, твердості HB> 350 приймаємо K_Fн = 1.09.

K_Fв - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу напружень біля основи зубів по ширині зубчастого вінця, оцінюють за формулою

K_Fб - коефіцієнт, що враховує вплив похибки виготовлення шестерні і колеса на розподіл навантаження між зубами, визначають так само як при розрахунках на контактну міцність: KFб = K_Fб0.

У зв'язку з менш сприятливим впливом підробітки на згинальну міцність, ніж на контактну, і більш важкими наслідками через неточності при визначенні напружень вигину приработку зубів при обчисленні коефіцієнтів K_Fв і K_Fб не враховують. [1, стор. 21]

K_F = K_Fн = 1.09.

m_min = 0.73 мм.

З отриманого діапазону (m_min ... m_max) модулів приймають менше значення m, узгоджуючи його зі стандартним (ряд 1 слід віддавати перевагу ряду 2) [1, стор. 21]:

Ряд 1, мм .....

1,0;

1,25;

1,5;

2,0;

2,5;

3,0;

4,0;

5,0;

6,0;

8,0;

10,0;

Ряд 2, мм .....

1,12;

1,37;

1,75;

2,25;

2,75;

3,5;

4,5;

5,5;

7,0;

9,0;

Приймаємо з стандартного ряду m = 1.25 мм.

Значення модулів m <1 при твердості ? 350 HB і m <1,5 при твердості ? 40 HRCе для силових передач використовувати небажано. [1, стор. 21]

2.4.4 Сумарне число зубів

Сумарне число зубів

z_s = 2a_w/m = 192.

Отримане значення z_s округлюють в меншу сторону до цілого числа.

z_s = 192.

2.4.5 Число зубів шестерні і колеса

Кількість зубів шестерні [1, стор. 21]

z₁ = z_s / (u 1) ? z_1min;

z₁ = 192 / (5.79 + 1) = 28.28.

Значення z₁ округлюють до найближчої бік до цілого числа. [1, стор. 21] z₁ = 28.

Число зубів колеса зовнішнього зачеплення z₂ = z_s - z₁.

z₂ = 192 - 29 = 164.

2.4.6 Фактичне передавальне число

u_ф = z₂/z₁ = 164/28 = 5.86.

Фактичні значення передавальних чисел не повинні відрізнятися від номінальних більш ніж на: 3% - для одноступінчатих, 4% - для двоступеневих і 5% - для багатоступеневих редукторів. [1, стор. 22]

Відхилення від номінального передавального числа

Д = (u - u_ф)/u = -1.21%.

2.4.7 Діаметри коліс

Ділильні діаметри d [1, стор. 22]:

Шестерні

d₁ = z₁m/cosв;

колеса зовнішнього зачеплення

d₂ = 2a_w - d₁

колеса внутрішнього зачеплення

d₂ = 2a_w + d₁;

Мал. 2 [1, рис. 2.5, стор. 22]

Мал. 3 [1, рис. 2.6, стор. 22]

d₁ = 28 • 1.25 / cos0^o = 35 мм;

d₂ = 2 • 120 - 35 = 205 мм.

Діаметри d_a і d_f кіл вершин і западин зубів коліс зовнішнього зачеплення [1, стор. 22]:

d_a1 = d₁ + 2(1 + x₁ - y)m;

d_f1 = d₁ - 2(1,25 - x₁)m;

d_a2 = d₂ + 2(1 + x₂ - y)m;

d_f2 = d₂ - 2(1,25 - x₂)m;

де x1 і x2 - коефіцієнти зміщення у шестерні і колеса;

y = -(a_w - a)/m - коефіцієнт сприйманого зсуву;

a - Ділильна міжосьова відстань:

a = 0,5m(z₂ z₁).

a = 0.5 • 1.25 • (164+28) = 120 мм;

y = -(120 - 120)/1.25 = -0;

d_a1 = 35 + 2 • [1-(-0)] • 1.25 = 37.5 мм;

d_f1 = 35 - 2 • 1,25 • 1.25 = 31.88 мм;

d_a2 = 205 + 2 • [1-(-0)] • 1.25 = 207.5 мм;

d_f2 = 205 - 2 • 1,25 • 1.25 = 201.88 мм;

2.4.8 Розміри заготовок

Щоб отримати при термічній обробці прийняті для розрахунку механічні характеристики матеріалу коліс, потрібно, щоб розміри Dзаг, Cзаг, Sзаг заготовок коліс не перевищували гранично допустимих значень Dпр, S пр (табл. 1 [1, табл. 2.1, стор. 11]) [1 , стр. 22]:

D_заг ? D_пр; C_заг ? C_пр; S_заг ? S_пр.

Значення Dзаг, Cзаг, Sзаг (мм) обчислюються за формулами: для циліндричної шестерні (рис. 3, а) Dзаг = d_a + 6 мм; для колеса з виточками (рис. 3, в) Cзаг = 0,5b₂ і Sзаг = 8m; для колеса без виточок (рис. 2) Sзаг = b₂ + 4 мм.

D_заг1 = 37.5 + 6 мм = 43.5 мм;

D_заг2 = 207.5 + 6 мм = 213.5 мм;

S_заг2 = 38 + 4 мм = 42 мм.



2.4.9 Перевірка зубів коліс по контактним напруженням

Розрахункове значення контактного напруги [1, стор. 23]

де Z_у = 9600 для прямозубих і Z_у = 8400 для косозубих передач, МПа^1/2

у_H = 769 МПа;

Якщо розрахункове напруження уH менше допустимого [у_H] в межах 15-20% або у_H більше [у_H] в межах 5%, то раніше прийняті параметри передачі приймають за остаточні. В іншому випадку необхідний перерахунок. [1, стор. 23]

У нашому випадку у_H менше [у_H] на 3.89%.

Раніше прийняті параметри передачі приймаємо за остаточні.

2.4.10 Сили в зачепленні

Мал. 4 [1, рис. 2.7, стор. 23]

Окружна

F_t = 2•10³•T₁/d₁;

F_t = 2•10³•42.49/35 = 2428 Н;

радіальна

F_r = F_ttgб/cosв

(для стандартного кута б=20^o tgб=0,364);

F_r = 2428 • 0.364/cos0^o = 883.79 Н;

осьова

F_a = F_ttgв;

F_a = 2428 • tg0^o = 0 Н.



3. Ескізне проектування

Після визначення міжосьових відстаней, розмірів коліс і черв'яків приступають до розробки конструкції редуктора або коробки передач. Першим етапом конструювання є розробка ескізного проекту. При ескізному проектуванні визначають положення деталей передач, відстані між ними, орієнтовні діаметри східчастих валів, вибирають типи підшипників і схеми їх установки. [1, стор. 42]

3.1 Проектні розрахунки валів

Попередні значення діаметрів (мм) різних ділянок сталевих валів редуктора визначають за формулами [1, с. 42]:

для швидкохідного (вхідного) вала

d_вх = 14 мм;

для тихохідного (вихідного)

d_вих = 18.6 мм;

Мал. 5 [1, рис. 3.1 (а), стр. 43]

Мал. 6 [1, рис. 3.1 (в), стр. 43]

У наведених формулах T_Б, T_Т - номінальні моменти, Н • м.

Попередньо обчислені значення діаметрів откругляют в найближчу сторону до стандартних (див. Табл. 24.1 [1]).

Діаметри валів швидкохідного і тихохідного валів узгодять з діаметрами валів по табл. 24.27 [1] і з діаметрами отворів встановлюються на них деталей (шківа, зірочки, напівмуфти).

Приймаємо діаметри і довжини кінців згідно з таблицею 24.28 [1]

d_вх = 14 мм;

d_вих = 18 мм;

Висоту t_ціл (t_кон) заплічників, координату r фаски підшипника і розмір f (мм) фаски колеса приймають в залежності від діаметра d [1, с. 42].

Діаметри під підшипники:

d_{П вх} = 14+ 2•3 = 20 мм;

d_{П вих} = 18+ 2•3 = 24 мм.

Приймаємо посадочні місця під підшипники згідно ГОСТ 8338-75 на підшипники кулькові радіальні однорядні (табл. 24.10 [1]):

d_{П вх} = 20 мм;

d_{П вих} = 25 мм.

Діаметри безконтактних поверхонь:

d_{БП вх} = 20 + 3•1.5 = 24.5 мм;

d_{БП вих} = 25 + 3•1.5 = 29.5 мм.

Приймаємо діаметр тихохідного валу для установки зубчастого колеса:

d_{К вих} = 31.5 мм.

3.2 Відстані між деталями передач

Щоб поверхні обертових коліс не зачіпали за внутрішні поверхні стінок корпусу, між ними залишають зазор "а" (мм) [1, стор.45]:

,

де L - відстань між зовнішніми поверхнями деталей передач, мм.

a = 9.2 мм.

Обчислення значення a округлюють в більшу сторону до цілого числа. Надалі по a будемо розуміти також відстань між внутрішньою поверхнею стінки корпусу і торцем маточини колеса. [1, стор. 45]

приймаємо

a = 10 мм.

Відстань b₀ між дном корпусу і поверхнею коліс або черв'яка для всіх типів редукторів і коробок передач приймають [1, стор. 45]:

b₀ ? 3a.

приймаємо

b₀ = 30 мм.

3.3 Вибір типів підшипників

Для опор валів циліндричних прямозубих і косозубих коліс редукторів і коробок передач застосовують найчастіше кулькові радіальні підшипники. Спочатку призначають підшипники легкої серії. Якщо при подальшому розрахунку вантажопідйомність підшипника виявиться недостатньою, то приймають підшипники середньої серії. При надмірно великих розмірах кулькових підшипників в якості опор валів циліндричних коліс застосовують подшіпікі конічні роликові. [1, стор.47]

Попередньо призначаємо кулькові радіальні підшипники легкої серії.

Зазвичай використовують підшипники класу точності 0. Підшипники більш високої точності застосовують для опор валів, що потребують підвищеної точності обертання або працюють при особливо високих чатоти обертання. [1, стор. 47]

3.4 Схеми установки підшипників

Схема установки підшипників "враспор" конструктивно найбільш проста. Її широко застосовують при відносно коротких валах. При установці в опорах радіальних кулькових підшипників відношення l / d ? 8 ... 10. [1, стор. 49]

Вали в одноступінчатих циліндричних редукторах вважаються відносно короткими, тому призначаємо схему установки підшипників "враспор".

Мал. 7 [1, рис. 3.9, стор. 48]

3.5 Складання компонувальною схеми

Компонувальні схеми вироби складають для того, щоб оцінити відповідність вузлів і деталей приводу. Раніше виконаний ескізний проект редуктора (коробки передач) і обраний електродвигун, якщо їх розглядати окремо, не дають чіткого уявлення про те, що ж в кінцевому підсумку вийшло. Потрібно їх спрощено зобразити разом з приводним валом, на одному аркуші, з'єднаними між собою безпосередньо, із застосуванням муфт або пасової (ланцюговий) передачі. Компонувальні схеми виконуються в масштабі зменшення. Вони служать прообразом креслення загального виду приводу. [1, стор. 52]

циліндричний прямозубий вал колесо підшипник



4. Конструювання зубчатих коліс

За результатами розробки ескізного проекту були накреслені контури зубчастих коліс і черв'яків. Наступним кроком є конструктивна обробка їх форми. [1, стор. 62]

4.1 Шестерня

Форма зубчастого колеса може бути плоскою (рис. 8, а, б) або з виступаючою маточиною (рис. 8, в). Значно рідше (в одноступінчатих редукторах) колеса роблять з маточиною, яка виступає в обидві сторони. [1, стор. 62]

Мал. 8 [1, рис. 5.1, стор. 62]

На рис. 8 показані найпростіші форми коліс, виготовлених в одиничному і дрібносерійного виробництва. Щоб зменшити обсяг точної обробки різанням, на дисках коліс виконують виточки (рис. 8, б, в). При діаметрі d_a <80 мм ці виточки, як правило, не роблять (рис. 8, а). [1, стор. 62]

d_a1 = 37.5 мм;

Так як d_a1 <80, то виточки не робимо.

Довжину l_ст посадкового отвору колеса бажано приймати рівною або більше b₂ зубчастого вінця (lст> b2). Прийняту довжину маточини узгодять з розрахунковою (див. Розрахунок з'єднання шлицевого, з натягом або шпоночного, обраного для передачі крутного моменту з колеса на вал) і з діаметром посадкового отвори d [1, стор. 63]:

l_ст = (0,8 ... 1,5) d, зазвичай l_ст = (1,0 ... 1,2) d.

Так як зубчасте колесо виконано спільно з валом, то розраховувати маточину немає необхідності.

На торцях зубчастого вінця (зубах і кутах обода) виконують фаски f = (0,5...0,6) m, які округлюють до стандартного значення (див. Нижче). [1, стор. 63]

На прямозубих зубчастих колесах при твердості робочих поверхонь менш 350 HB - під кутом б_ф = 45o (рис. 8, а, б), а при більш високій твердості б_ф = 15...20o (рис. 8, в). [1, стор. 63]

фаска вінця

f = 0,5 • m = 0,5 • 1.25 = 0.63 мм;

округлена до стандартного значення

f = 1 мм.

Стандартні значення фасок:

d, мм .....	20 ... 30	30 ... 40	40 ... 50	50 ... 80	80 ... 120	120...150	150...250	250...500
f, мм .....	1,0	1,2	1,6	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0

4.2 Зубцювате колесо

d_a2 = 207.5 мм;

Так як d_a2> 80, то виточки виконаємо виточки на торці колеса глибиною 2 мм. приймаємо

l_ст = 1,2d = 1.2 • 31.5 = 37.8 мм.

При l_ст> b₂ виступаючу частину маточини розташовують у напрямку дії осьової сили F_a в зачепленні. [1, стор. 63]

Діаметр d_ст призначають в залежності від матеріалу: для стали d_ст = (1,5 ... 1,55) d; чавуну d_ст = (1,55 ... 1,6) d; легких сплавів d_ст = (1,6 ... 1,7) d: менші значення для шліцьового колеса з валом, великі - для шпоночного і пресове з'єднання. [1, стор. 63], призначаємо

d_ст = 1.55d = 1.55 • 31.5 = 48.83 мм;

Округлимо отримані значення до цілих

l_ст = 38 мм;

d_ст = 49 мм.

Ширину S торців зубчастого вінця приймають [1, стор. 63]:

S = 2,2m + 0,05b₂,

де m - модуль зачеплення, мм.

S = 2.2 • 1.25 + 0.05 • 38 = 4.7 мм.

фаска вінця

f = 0,5 • m = 0,5 • 1.25 = 0.63 мм;

округлена до стандартного значення

f = 1 мм.

Гострі кромки на торцях також притупляють фасками, розміри яких приймають згідно зі стандартними значеннями.

Приймаємо фаску

f_ст = 1.6 мм.



5. Підбір шпонкових з'єднань

5.1 Підбір шпонок для з'єднання зубчастого колеса і вала

При установці коліс на валах необхідно забезпечити надійне базування колеса по валу, передачу крутного моменту від колеса до валу або від валу до колеса. [1, стор. 77]

Для передачі крутного моменту найчастіше застосовують прізамтіческіе і сегментні шпонки. [1, стор. 77]

Мал. 9 [1, рис. 6.1, стор. 77]

Призматичні шпонки мають прямокутний перетин; кінці округлені (рис. 9, а) або плоскі (рис. 9, б). Стандарт для кожного діаметра вала определнного розміри поперечного перерізу шпонки. Тому при проектних розрахунках розміри b і h беруть з табл. 9 [1, табл. 24.29] і визначають розрахункову довжину l_р шпонки.

Довжину l = l_р + b шпонки з округленими або l = l_р з плоскими торцями вибирають зі стандартного ряду (табл. 9).

Довжину маточини призначають на 8 ... 10 мм більше довжини шпонки.

Призначаємо як з'єднання призматичну шпонку з округленими кінцями.



Таблиця 9

Шпонки призматичні (з ГОСТ 23360-78)

Діаметр вала, d	перетин шпонки	Фаска у шпонки s	глибина паза	довжина l
	b	h		вала t1	маточини t2
Св. 12 до 17 >> 17 >> 22 >> 22 >> 30	5 6 8	5 6 7	0,25-0,4	3 3,5 4	2,3 2,8 3,3	10 - 56 14 - 70 18 - 90
>> 30 >> 38 >> 38 >> 44 >> 44 >> 50 >> 50 >> 58 >> 58 >> 65	10 12 14 16 18	8 8 9 10 11	0,4-0,6	5 5 5,5 6 7	3,3 3,3 3,8 4,3 4,4	22 - 110 28 - 140 36 - 160 45 - 180 50 - 200
>> 65 >> 75 >> 75 >> 85 >> 85 >> 95	20 22 25	12 14 14	0,6-0,8	7,5 9 9	4,9 5,4 5,4	56 - 220 63 - 250 70 - 280

Примітки. 1. Довжину l (мм) призматичної шпонки вибирають з ряду: 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90 , 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 250, 280.

При діаметрі вала 31.5 мм і довжині маточини 38 вибираємо шпонку з наступними параметрами:

b = 10 мм;

h = 8 мм;

s = 0.4 мм;

t₁ = 5 мм;

t₂ = 3.3 мм.

Довжину шпонки призначимо приблизно на 8...10 мм менше довжини маточини, згідно стандартному ряду довжин для шпонок:

l = 32 мм.

При передачі моменту шпонковим з'єднанням посадки можна приймати за такими рекомендаціями (посадки з великим натягом - для коліс реверсивних передач) [1, стор. 77]:

для коліс циліндричних прямозубих ......................H7 / p6 (H7 / r6);

для коліс циліндричних косозубих і черв'ячних ....H7 / r6 (H7 / s6);

для коліс конічних ...................................................H7 / s6 (H7 / t6);

для коробок передач ................................................H7 / k6 (H7 / m6).

Призначаємо посадку шпоночно з'єднання H7 / p6.

Посадки шпонок регламентовані ГОСТ 23360-78 для призматичних шпонок. Рекомендують приймати поле допуску для ширини паза вала для призматической шпонки P9, а ширини паза отвори P9.

5.2 Підбір шпонок вхідного і вихідного хвостовиків

Вхідний вал

При діаметрі хвостовика 14 мм і довжині хвостовика 25 вибираємо шпонку з наступними параметрами:

b = 5 мм;

h = 5 мм;

s = 0.25 мм;

t₁ = 3 мм;

t₂ = 2.3 мм.

Довжину шпонки призначимо приблизно на 8 ... 10 мм менше довжини хвостової частини, згідно стандартному ряду довжин для шпонок:

l = 14 мм.

Вихідний вал

При діаметрі хвостовика 18 мм і довжині хвостовика 28 вибираємо шпонку з наступними параметрами:

b = 6 мм;

h = 6 мм;

s = 0.25 мм;

t₁ = 3.5 мм;

t₂ = 2.8 мм.

Довжину шпонки призначимо приблизно на 8 ... 10 мм менше довжини хвостової частини, згідно стандартному ряду довжин для шпонок:

l = 16 мм.



6. Підбір підшипників кочення на заданий ресурс

Розрахунок підшипників проводиться за рекомендаціями Дунаєва П.Ф., Лелікова О.П. [1, стор. 105-112].

6.1 Підшипники швидкохідного вала

Вихідні дані для розрахунку: частота обертання валу n = 1447.5 хв^-1; необхідний ресурс при ймовірності безвідмовної роботи 90%: L'_10ah = 131400000 год; діаметр посадочних поверхонь вала d = 20 мм; максимальні довготривалі сили: F_r1max = F_r / 2 = 441.9 Н, F_r2max = F_r / 2 = 441.9 Н, F_Amax = 0 Н; режим навантаження - 0 - постійний; очікувана температура роботи t_раб = 50^oC.

Для типового режиму навантаження 0 коефіцієнт еквівалентності K_E = 1. Обчислюємо еквівалентні навантаження:

F_r1 = K_EF_r1max = 1 • 441.9 = 441.9 Н;

F_r2 = K_EF_r2max = 1 • 441.9 = 441.9 Н;

F_A = K_EF_Amax = 1 • 0 = 0 Н.

Попередньо призначаємо кулькові радіальні підшипники легкої серії 204. Схема установки підшипників - враспор.

Для обраної схеми установки підшипників слід:

F_a1 = F_A = 0 Н;

F_a2 = 0.

Подальший розрахунок виробляємо для більш навантаженої опори 1.

1. Для прийнятих підшипників з табл. 24.10 [1] знаходимо:

C_r = 12700 Н;

C_0r = 6200 Н.

2. Ставлення iF_a/C_0r = 1•0/6200 = 0.

З табл. 7.1 [1, стор.104] виписуємо, застосовуючи лінійну інтерполяцію значень (тому що значення iF_a / C_0r є проміжним) X = 0.56, Y = 2.3, e = 0.19.

3. Ставлення F_a / (VF_r) = 0 / (1 • 438.01) = 0, що менше e = 0.19 (V = 1 при обертанні внутрішнього кільця). Тоді приймаємо X = 1, Y = 0.

4. Еквівалентна динамічна радіальна навантаження

P_r = (VXF_r + YF_a)K_бK_т.

Приймаємо Kб [1, табл. 7.4 стр 107]; К_т = 1 (t_роб <100^o).

P_r = (1 • 1 • 441.9 + 0 • 0) • 1.4 • 1 = 618.66 Н.

5. Розрахунковий скоригований ресурс підшипника при a₁ = 1 (ймовірність безвідмовної роботи 90%, табл. 7.5 [1]), a₂₃ = 0.7 (звичайні умови застосування, див. Стор. 108 [1]), k = 3 (кульковий підшипник):

L_10ah = a₁a₂₃•(C_r/P_r)^k • (10⁶/60n) =

= 1 • 0.7 • (12700/618.66)³•(10⁶/60•1447.5) = 69724 год.

6. Так як розрахунковий ресурс менше необхідного: L_10ah < L'_10ah (69724 < 131400000), то призначений підшипник 204 непридатний. При необхідному ресурсі 90%.

Перевіримо роликові конічні підшипники легкої серії.

1. Для прийнятих підшипників з табл. 24.10 [1] знаходимо:

C_r = 26000 Н;

C_0r = 16600 Н;

Y = 1.7;

e = 0.35

2. Ставлення F_a / (VF_r) = 0 / (1 • 438.01) = 0, що менше e = 0.35 (V = 1 при обертанні внутрішнього кільця). Тоді приймаємо X = 1, Y = 0.

3. Еквівалентна динамічна радіальна навантаження



P_r = (VXF_r + YF_a)K_бK_т.

Приймаємо K_б [1, табл. 7.4 стр 107]; К_т = 1 (t_роб <100^o).

P_r = (1 • 1 • 441.9 + 0 • 0) • 1.4 • 1 = 618.66 Н.

4. Розрахунковий скоригований ресурс підшипника при a₁ = 1 (ймовірність безвідмовної роботи 90%, табл. 7.5 [1]), a₂₃ = 0.7 (звичайні умови застосування, див. Стор. 108 [1]), k = 3.33 (роликовий підшипник):

L_10ah = a₁a₂₃•(C_r/P_r)^k • (10⁶/60n) =

= 1 • 0.7 • (26000/618.66)^3.33•(10⁶/60•1447.5) = 2054254 год.

5. Так як розрахунковий ресурс менше необхідного: L_10ah < L'_10ah (4343904 < 87600000), то призначені підшипники 7204A непридатні. При необхідному ресурсі 90%.

6.2 Підшипники тихохідного вала

Вихідні дані для розрахунку: частота обертання валу n = 250 хв^-1; необхідний ресурс при ймовірності безвідмовної роботи 90%: L'_10ah = 131400000 год.; діаметр посадочних поверхонь вала d = 25 мм; максимальні довготривалі сили: F_r1max = F_r / 2 = 441.9 Н, F_r2max = F_r / 2 = 441.9 Н, F_Amax = 0 Н; режим навантаження - 0 - постійний; очікувана температура роботи t_роб = 50^oC.