Привод коробки передач автокрана

Задание

Спроектировать привод коробки передач автокрана.

Крутящий момент на выходном валу Т, Нм - 350

Число оборотов на первой скорости n₁, мин^-1 - 350

Число оборотов на второй скорости n₁, мин^-1 - 500

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Р_эл.дв.= ,

где Р_эл.дв - требуемая мощность электродвигателя;

Р_т - мощность на ведомом валу привода;

з_общ - общее КПД привода.

,

где з₁ - КПД муфты - 0,98;

з₂ - КПД подшипников (одна пара) - 0,99;

з₃ - КПД цилиндрических зубчатых колес - 0,97;

з₄ - КПД конической пары - 0,96;

з₅ - КПД шлицевого соединения - 0,98;

з_общ = 0,98•0,99³•0,97²•0,96•0,98 = 0,841

Р_т = Т•щ,

где Т - крутящий момент на выходном валу;

щ - угловая скорость на выходном валу.

щ =

щ₁ = (с^-1) (на первой скорости)

щ₂ = (с^-1)

Р_т1 = Т•щ₁ = 700 •15,69=10983 (Вт)

Р_т2 = Т•щ₂ = 700 •31,45=22015 (Вт)

Р_эл.дв1.= =17698,6 (Вт)

Р_эл.дв2.= =26177,2 (Вт) = 26,2 (кВт)

Принимаем двигатель А2280М8 [ ], мощностью 30 кВт, n_дв = 725 мин^-1, диаметр выходного конца вала d_в = 48 мм.

Передаточное число И_общ =

И_общ.1 = = 4,83

И_общ.2 = = 2,41

Угловая скорость на валу электродвигателя и быстроходном валу коробки передач

n_эл.дв.= n₁ = 725 (мин^-1)

щ_б = (с^-1)

связь между моментом на ведущем Т_дв и ведомом Т_валах

Т= Т_бИ з

Т_б.1= = = 172,32 (Нм)

Т_б.2= = = 345,3 (Нм)

2. Выбор муфты

Для соединения вала электродвигателя с валом коробки передач используется муфта.

Определим вращающий момент [Т] муфты:

Т_расч = Т_ном •К < [Т],

где К = 2,5 - 4 - коэффициент динамической нагрузки

Т_расч = 345,3 •3 == 1035,9 (Нм)

Для соединения электродвигателя с редуктором принимаем муфту сланцевую 1600-60-75-2 по ГОСТ 20761-80

Определим радиальную силу, действующую на вал

F_м = 50 = 50 =1609,3 (Нм)

3. Предварительный расчет валов

3.1 Диаметр быстроходного вала

d=(7?8) •=(7?8) • = (49,1?56,1)

Диаметр вала электродвигателя 48 мм, тогда диаметр вала муфты должен быть

d_м = (0,8-1,0) d_эл.дв.

d_м = (0,8-1,0) 48 = (38,4?48,0) мм,

поэтому принимаем диаметр выходного конца вала d=45 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d_n = d+2 •t, t = 4,6 мм

d_n= 45 + 2 •4,6 = 54,2 мм, принимаем d_т = 55 мм.

Буртик для упора подшипника

d_бn = d_п+3 •r = 55 •3 •3 = 64 мм, примем d_бn = 63

определим d_бк? d_к+3f, где d_бк - буртик под колесо

d_бк? 63,0+3 •2 = 69 мм, примем d_бк = 71 мм



d_h d_бn d_бк d_бh d_h d

Рисунок 4.1 - Схема быстроходного вала

3.2 Диаметр тихоходного вала

d=(7?8) •=(7?8) • = (53,3?62,1) мм

примем d = 56 мм

d_n = d+2 •t = 56 + 2 •2,5 = 61 мм,

принимаем d_п = 65 мм.

Буртик для упора подшипника

d_бn = d_п+3 •r = 65 +3 •3 = 74 мм, примем d_бn = 75

определим d_бк? d_к+3f,

d_бк? 75+3 •2,5 = 82,5 мм, примем d_бк = 85 мм

3.3 Диаметр выходного вала

d=(5?6) •

d=(5?6) • = (44,4?53,3) vv

примем d = 56 мм

Диаметр вала под заточку

d₁ = d+2 •t = 56+2•2= 60 (мм),

d_n= d+2 •t = 60 + 2 •2,5 = 65 (мм), принимаем d_т = 65 мм.

d_бn = d_п+3 •r = 65 •3 •3,5 = 75,5 (мм), примем d_бn = 75 мм

Таблица 1 - размеры валов

Вал	d	dп	dк	dбк	dбп
Быстроходный	45	55	63	71	63
Тихоходный	56	65	75	85	75
Выходной	56	65	-	-	75

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню промежуточного вала и быстроходного будем делать за одно целое с валом, в том случае, если выполняется условие S<2,5 •m

S - размер между шпонкой и впадиной зуба.

d_L1 = 51,2 мм d_бп = 63 мм

d_L2 = 107,5 мм d_бп = 75 мм

Определим фактическое S₂< 2,5 • 2,5 = 6,25

S₂ = - 5,4 = 10,85 >6,25 мм

Значит изготавливаем для I скорости вал - шестерню, а для II - шестерню.

Размеры шестерни и зубчатых колес:

Шестерня при n на скорости на II скорости l_ст=в l_ст = 53 мм.

Параметры зубчатого колеса на I скорости

d_ст = (1,5?1,7) • d= (1,5?1,7) •75 = (112,5-127,5), мм

примем d_ст = 120 мм - диаметр ступицы

l_ст=в_зк

l_ст= 63 мм д - толщина обода

д = (2?3) m = (2?3) 2,5 = (5-7,5), примем д = 6 мм

с - ширина обода

с = (0,2?0,3) •в = (0,2?0,3) •63 = (12,6 - 18,9) мм

примем с = 17

R = 5?7 мм, примем R = 7 мм

Параметры зубчатого колеса на I скорости

d_ст = (1,5 ?1,7) •75• = (112,5 ?127,5), примем d_ст=120 мм

l_ст=в_зк, принимаем l_ст=50 мм

д = (2?3) •2,5 = (5,0?7,5), примем д = 7,0 мм

с = (0,2?0,3) •в = (0,2?0,3) •50 = (10 ?15) мм

примем с = 12мм

R = 5?7 мм, примем R = 7 мм

Основные параметры зубчатых колес конической передачи:

d_ст = (1,5?1,55) • d= (1,5?1,55) •56 = (75-120), мм

примем d_ст = 75 мм

L_ст = (1,0?1,4) •d = (56?78,4), примем L_ст =56 мм

S = 2,5 m_e+2, мм - толщина обода

S = 2,5 • 6,6 +2 = 18,5 мм, примем S = 18 мм

С = (0,1?0,2) R_e = (0,1?0,2) •126,5 = (12,5?25,0) мм

Принимаем С = 20 мм

R? 1 - радиус скручения острых углов R =55 мм

F = 0,5 m_e= 0,5 •6,6 = 3,3 мм - (внешние углы зубьев притупляют фаской)

5. Конструктивные размеры редуктора коробки передач

Материал корпуса редуктора - серый чугун С4-18

Примем толщину корпуса редуктора

д=0,0025?а_щ+3=0,0025 •180+3=7,5мм

Примем д= 8 мм

Расчет основных элементов корпуса

д₁ = 0,9 ? д = 0,9 •8 = 7,2 (мм) - толщина стенок корпуса и крышки.

Примем д₁= 8 мм

В = 1,5 • д = 1,5 ?8 = 12 мм - толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

Р= (2,25?2,75) • д= (2,25?2,75) • 8=(18?22), мм

Примем Р=20 мм - толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек

m = (0, 85?1 )•д = (0, 85?1 )•8 =7 мм - толщина ребер основного корпуса

толщина ребер крышки:

m₁ = (0, 85?1 )•д = (6,8?8) мм.

Примем m₁= 7 мм

d=(0,03?0,036) • а_w+12 = (5,4?6,4) +12 = 18,4 мм

примем d = 20 мм - диаметр болтов, возьмем 4 штуки

d₁ =(0,7?0,75) • d =(0,7?0,75) • 20= (14?15) мм

примем d₁ = 16 мм - диаметр болтов у подшипника

d₂ =(0,5?0,6) • 20= (10?12) мм

примем d₂=12 мм - диаметр болтов, соединяющих основания корпуса с крышкой.

Остальные размеры выбираем конструктивно.

6. Расстояние между деталями передачи

Зазор между вращающимися колесами и стенкой корпуса

а=+3,

где L - длина редуктора

L= 1/2d₂+ а_w+1/2d₁ = 0,5•267,5+180+0,5•107,5 = 367,5 (мм)

а=+3= 10,1 мм, примем а = 10 мм

В=3•а=3•10=30 мм - расстояние от дна редуктора до зубчатого колеса

С = (0,3?0,5)•а =(0,3?0,5)•10=3-5

Примем С=4 - расстояние между зубчатыми колесами редуктора

7. Расчет шпоночных соединений

Выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78.

Длина шпонки обычно на 5…10 мм короче ширины ступицы.

Шпонку проведем на смятие:

у_см = ? [у_см]

[у_см] для чугуна 50 … 60 МПа

[у_см] для стали 100…120 МПа

В - ширина сечения шпонки

d - диаметр вала в месте установки шпонки

h - высота сечения шпонки

t₁ - высота шпонки в вал

l_р - рабочая блина шпонки

l_р = [l - (5?10)] - В

расчет шпоночного соединения шестерни для второй скорости:

d =63 мм В = 18 мм h = 11 мм t₁=7 мм l=53 мм

l_p = [53-(5?10)]-18=26 мм

у_см = = 105,4 МПа

у_см = [у_см]

105,4 МПа ?120 МПа

Условие прочности для вала выполнено.

Расчет шпоночного соединения зубчатого колеса для первой скорости:

d=75 мм В = 22 мм h = 14 мм t₁=9 мм

l_p = [65-(5?10)]-22=48 мм

у_см = = 77,7 МПа ?120 МПа

у_см = [у_см]

77,7 МПа ?120 МПа

Условие прочности для вала выполнено.

Расчет шпоночного соединения зубчатого колеса для второй скорости:

d=75 мм В = 22 мм h = 14 мм t₁=9 мм

l_p = [65-(5?10)]-22=43 мм

Применим для зубчатого колеса второй скорости шпонку с плоскими торцами.

у_см = = 86,8 МПа ?120 МПа

у_см = [у_см]

86,8 МПа ?120 МПа

Условие прочности для вала выполнено.

Расчет шпоночного соединения муфты:

d=60 мм В = 18 мм h = 11 мм t₁=7 мм

l_p = [105-(5?10)]-18=77 мм

у_см = = 37,3 МПа ?50 МПа

у_см = [у_см]

37,3 МПа ?50 МПа

Условие прочности выполнено.

8. Выбор посадки основных деталей привода коробки передач редуктора

Зубчатые колеса	Н7/р6
Муфты	Н7/n6
Внутренние кольца подшипников качения в корпусе, втулки на валу	Н7
Наружные кольца подшипников качения на валу	6
Крышки торцовых узлов на подшипниках качения	Н7/h8
Стаканы под подшипник качения в корпусе, распорные втулки	Н7/h6
Шлицевое соединение	Н7/L0

9. Выбор сорта масла

Для редукторов применяют смазочные системы с жидким смазочным материалом и в отдельных узлах - с пластичным смазочным материалом.

Наиболее простым способом смазывания является погружение зубьев колес в масло, залитое в карте редуктора, применяют при окружной скорости U<12-15 м/с.

Уровень масла в картер редуктора должен обеспечивать погружение венца колеса на глубину до двух высот зубьев, но не менее 100 мм.

Объем масляных ванн принимают таким, чтобы обеспечить отвод выделяющейся в зацеплении теплоты к стенкам корпуса.

V = (0,35?0,7)•Р_{эл.двиг.} = (0,35?0,7)•30 = (10,6-21,2), л

Примем V = 15литров.

Определим вязкость масла по таблице [ ], берем масло вязкостью 60 мм²/с.

Марка масла для смазки зубчатой передачи.

И-Г-А-68

И - индустриальное

Г - для гидросистем

А - масло без присадок

68 - класс кинематической вязкости.

Для удобства обслуживания смазка подшипников будет осуществляться масляным туманом.

10. Приближенный расчет валов

10.1. Расчет быстроходного вала

Силы, действующие на вал:

Ft₁ = 6013, 9Н Ft? = 3216, 7 Н

Fr₁ = 2189,1 Н Fr?₁ = 1170, 9 Н

Fм = 1035,9

l₁ =60 мм l₂ = 135 мм l₃ = 50 мм l₄= 90 мм

l_общ = 245 мм

опорные реакции в горизонтальной плоскости YZ:

?М_в = 0 - R_уа l_общ+ Fr₁ (l₂+ l₃) + Fr?₁ l₃=0

R_уа =

R_уа = =1891,9 Н

?М_А = 0 - R_ув l_общ+ Fr?₁ (l₂+ l₁) + Fr₁ l₁=0

R_ув =

R_ув = =1468,1 Н

Проверка:

- R_уа + Fr₁+ Fr?₁- R_ув=0

- 1891,9+2189,1+1170,9-1468,1 =0

Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

М_z-1 = = = -113, 5 Нм

М_z-2 = = = -73,4 Нм

Опорные р-ии вала от нагрузки в вертикальной плоскости XZ:

?М_В = 0 - R_ZA l_общ+ Ft₁ (l₂+ l₃) - Ft₂ l₃

R_zа =

R_zа = =3884,6 Н

?М_А = 0 - R_zв l_общ+ Ft₂ (l₂+ l₁) - Ft₁ l₁

R_zв =

R_zв = =1087,4Н

Проверка:

- R_zа+ Ft₁- Ft₂₊ R_zв=0

-3884,6+6013,9-3216,7+1087,4=0

Строим эпюры изгб-х моментов в вертикальной плоскости:

М_у1-1= = = -233,1 Нм

М_у2-2 = = = 54,4 Нм

Находим опорные р-ции от действия муфты:

?Т_м = 0 - R_мA l_общ+ F_мl₄ =0

R_ма = ==380,5 Н

- R_мв l_общ+ F_м (l₄+l_общ) =0

R_мв = = =1416,4 Н

Проверка:

R_ма- R_мв-F_м= 0

380,5-1416,4+1035,9=0

Наибольший изгибающий момент 1-1, В, 2-2:

М_м1-1= = = 22,8 Нм

М_мв= = = 93,2 Нм

М_м2-2 = = = 74,2 Нм

Суммарные радиальные реакции подшипников для опорах:

R_А= = = 4320,8 Н

R_в= = = 1826,9 Н

Определим радиальные реакции с учетом действия муфты:

F_А = R_А+ R_МА =380,5+4320,8=4701,3 Н

F_В = R_В+ R_МВ =1416,4+1826,9=3243,3 Н

10.2 Расчет промежуточного вала

Силы, действующие на вал:

Ft₂ = 6013, 9Н Ft_к1 = 7777,8 Н

Fr₂ = 2189,1 Н Fr_к1 = 1429,7 Н

F_ак1 = 6268,7 Н

l₁ =65 мм l₂ = 193мм l₃ = 93 мм l_общ = 258 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

?Т_z = 0 - R_уа l_общ+ Ft₂ l₂ - Ft_к1l₃=0

R_уа =

R_уа = =1695, 2 Н

- R_ув l_общ+ F_tk1 (l₂+l₃+l₁)+F_t2•l₁ =0

R_yв =

R_yв ==12096,5 Н

Проверка:

- R_уа+ Ft₂+ Ft_к1- R_yв=0

-1695,2+7777,8+6013,9-12096,5=0

Изгибающий момент в т. 1-1, В:

М_1-1= = = -110,2 Нм

М_в= = = 723,3 Нм

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

?Т_у = 0 - R_zа l_общ+ F_r2 l₂ - F_rк1l₃ - F_Ak1•d/2=0

R_zа =

R_zа = =3064,1 Н

- R_zв l_общ+ F_r2 l₁- F_rк1•(l₃+l_общ) F_Ak1•d/2=0

R_zв =

R_zв ==2307,4 Н

Проверка:

R_zа- F_r2+ F_rк1- R_zв=0

3064,1-2189,1+1429,7-2304,7=0

Изгибающий момент в сечении 1-1, В, z-2:

М _у1-1= = = 199,2 Нм

М_y2-2= = = -236 Нм

М_ув= ==346,6 Нм

Определим результирующую реакцию в опорах

R_А= = = 3501,6 Н

R_в= = = 12314,1 Н

10.3 Расчет тихоходного вала

Ft_к2 = 7777,8 Н

Fr_к2 = 6268,7 Н

F_ак2 = 1429,7 Н

l₁ =75 мм l₂ = l_общ = 60 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

?Т_z = 0 - R_уа l_общ+ Ft_к2l₁=0

R_уа =

R_уа = =9722,2 Н

- R_ув l_общ- F_tk2 (l₂+l_обш)=0

R_yв =

R_yв ==17500 Н

Проверка:

R_уа- R_yв +Ft_к2=0

-9722,2-17500+7777,8=0

Изгибающий момент для вертикальной плоскости:

М_zв= = = 583,3 Нм

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

?Т_у = 0 - R_zа l_общ+ F_rк2 l₂ -F_Ak2•d/2=0

R_zа =

R_zа = =6942,3 Н

R_zв =

R_zв ==13211,0 Н

Проверка:

R_zа- - R_zв + F_rк2 =0

6942,3+6268,7-13211,0=0

Изгибающий момент для горизонтальной плоскости:

М _ув= = = 416,5 Нм

Суммарная радиальная реакция подшипников для опоры А:

R_А= = = 11946,4 Н

R_в= = = 21926,7 Н

Максимальный эквивалентный момент, возникающий в сечении 1-1:

М_эв= = =1001,8 Нм

Рассмотрим наиболее допускаемое напряжение при несимметричном нагружении вала

[у_ф] = 750 МПа возьмем S = 3

[у_и]₁==300 МПа => [у] и = , т.е.

[у]_щ = [у_с] И /3,8 [у_общ] = =78,94 МПа

Расчетный диаметр вала:

d=

d== 50, 6 мм <65 мм

11. Уточненный расчет тихоходного вала

Расчет на прочность вала в наиболее опасном сечении

В качестве опасного сечения рассмотрим сечение В

М_щ = = =716,7 Нм

М_кр = Т= 700 Нм

Для вала выберем материал сталь 40Х

НВ= 270, у_в = 900 МПа, у_т = 750 МПа

ф_ф = 450 МПа, ф_-1 = 240 МПа, ш_у= 0,15 ш_ф= 0,08

К_уД, К_фД - коэффициенты снижения предела выносливости

К_уД= (- К_F-1)•Kх

К_фД = (- К_F-1)•Kх

где К_ф, К_у - эффективные коэффициенты концентрации и напряжений

К_d - коэффициент, учитывающий влияние абсолютного размера поперечного сечения

= 4,3

=3,1

К_г - коэффициент, влияющий на шероховатости поверхности

К_г = 1 при посадке с натягом

К_х - коэффициент, влияющий на поверхностное упрочение

К_х = 1

К_уД= (4,3 + 1 -1)•1 = 4,3

К_фД = (3,1 + 1 - 1)•1 = 3, 1

Коэффициент запаса по нормальному и касательному напряжению

Sу = ,

где у₂ = , у_m =0

W_ос - осевой момент W_ос =0,1•d³

W_ос = 0,1•65,0³= 27462,5 мм³

у₂ ==26,1 МПа

Sу == 3,6

Sф =

W_р = 0,2•d³ - полярный момент

W_р = 0,2•65,0³ = 54925 мм³

ф_ф = ф_м=

ф_ф = = 6,3 МПа

Sф ==11,98

Коэффициент запаса прочности

S = ? [S]

где [S] = 1,2 … 2,5

S = = = =3,4

S? [S]

3,4…>1,2…2,5

Прочность вала в выбранном сечении при переменных напряжениях и многоцикловой нагрузке обеспечена

12. Выбор подшипников

Определим базовый ресурс подшипника

L_h = ,

где Re - эквивалентная нагрузка при временном режиме работы

Re = (х•х?Rф +YRa)•Rу•Kф•R,

где X, Y - коэффициенты приведения реакции в опорах к Re

х - коэффициент кольца, при вращении внутреннего кольца х=1

Rф - радиальная сила

Ra - осевая сила

Kф - коэффициент, учитывающий влияние температуры

Kф = 1,05

12.1 Расчет подшипников быстроходного вала

Расчет будем вести для шариковых радиальных однорядных подшипников №314

Осевая сила отсутствует, => Х=1, Y=0

Re = (х•х?R_в +YR_А)•Ку•Kф

Re = 1•1•5549,9 •1,2•1,05 = 6992,07 Н

Базовый ресурс подшипника

L_h = ,

L_h = =14728,0 часов

Что находится в пределах допустимого L_доп= (12000-36000) часов, поэтому принимаем подшипники шариковый радиальный однорядный №211.

12.2 Расчет подшипников промежуточного вала

Расчет будем вести для шариковых радиальных однорядных подшипников №313

= = 0,008 => е = 0,28

= = 0,04 > е 0,4>0,38 => Х=1 Y=0

Re = х•х?R_в •Ку•Kф

Re = 1•1•13242,7 •1,2•1,05 = 16685,8 Н

Базовый ресурс

L_h = ,

L_h = =18759,52 часов

Требуемый ресурс находится больше допустимого L_доп= (12000-36000) часов, поэтому принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные №313.

12.3 Расчет подшипников выходного вала

Расчет будем вести для шариковых радиальных однорядных подшипников №13

= = 0,025=> е = 0,22

= = 0,065 < е 0,65 < 0,25 => Х=0,56 Y=1,55

Re = (1•0,56•21926,7 + 1,55•1429,7) •1,2•1,05 = 17274,8 Н

Базовый ресурс

L_h = ,

L_h = =16948,22 часов

Требуемый ресурс находится в пределах допустимого L_доп= (12000-36000) часов, поэтому принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные № 313.

12.4 Расчет параметров зубчатой передачи для первой скорости

Для уменьшения габаритов редуктора примем: для колеса Сталь 40ХН с твердостью HRC_э= 50 (термообработка и закалка ТВ4), для шестерни Сталь 40ХН HRC_э= 52

Допустимое контактное напряжение

у_нр = , где S_Hlim минимальный коэффициент запаса прочности, выбираем S_Hlim =1,2 (при поверхностной закалке и цементации)

у_нlim = 17 HRC_э+200=17•50+200=1050

у_нр = 1050•1/1,2=875,0 МПа

у_нlim = 17•52+200=1084

у_нр = 1084•1/1,2 = 903,3

принимаем меньшее значение [у] _нр = 875 МПа

допускаемое напряжение изгиба

[у_F] =

у_Flim = 650 S_Flim=1,75 (при улучшении)

К_FL = 1 - коэффициент долговечности

К_FЕ = 1 - коэффициент, учитывающий режим нагружения

[у_F1] =•1•1=371,4 МПа

Расчет цилиндрической прямозубной передачи

а_w ? К_а•(И+1)• - межосевое расстояние,

где К_а = 49,5 К_нв - коэффициент концентрирования напряжений

ш_ва = 0,4 - коэффициент ширины венца

ш_вd = 0,5? ш_ва•(И+1) = 0,5•0,4 (4,83+1) = 1,134

К_нв = К_нв⁰ == 1,54

а_w ? 49,5 •(4,83+1)•=153,5 мм

принимаем а_w = 160 мм

определим модуль: m = (0,01 … 0,02) мм

m = (0,01 … 0,02)•160 = 1,6 - 3,2, принимаем m = 2,5 мм

Число зубьев z_? = = =128

Число зубьев шестерни z₁ = = =22,6

Принимаем z₁ = 23

Число зубьев колеса z₂ = z_? -z₁ =128-23=105

Проверим межосевое расстояние а_w= m

а_w= 2,5=160 мм

фактическое передаточное число И_ф = = =4,56

ширина венца зубчатого колеса:

в₂ = ш_ва• а_w= 0,4•160 = 64 мм

в₁ = в₂ + (3?5) = 64 + (3?5) = 67?69

принимаем в₁ = 67 мм в₂ = 63 мм

основные размеры колес

d=m•z

d₁ = 2,5•23 = 57,5 мм

d₂ = 2,5•105 = 262,5 мм

проверим а_w= 0,5 (57,5+262,5) = 160 мм

d_а = d+ 2m - диаметр вершин зубьев

d_а1 =57,5+2•2,5 = 62,5 мм

d_а2 =262,2+2•2,5 = 267,5 мм

d_L = d - 2,5m - диаметр впадин

d_L1 =57,5 - 2,5•2,5 = 51,25мм

d_L2 =267,5 - 2,5•2,5 = 261,25мм

ш_ва = = = 1,3 - коэффициент ширины шестерни по диаметру

U = = = 2,1 м/с - окружная скорость в зацеплении принимаем степень точности - 9

Силы, действующие в зацеплении:

окружная сила - Ft₁ = Ft₂ = Ft = = = 6013.9 Н

радиальная сила - Fr₁ = Fr₂ = Ft •tgб , tgб = 0,364 б= 200?

Fr₁ = Fr₂ =6013,9•0,364 = 2189,1 Н

Проверочный расчет передачи на контактную прочность и выносливость зубьев при изгибе

у_н =•? у_нр ,

где Z_у = 310 для прямозубой передачи

К_н = К_а•Кх?К_в К_а = 1 Кх = 1,07 К _нв=1,54

К_н = 1•1,07•1,54 = 1,65

у_н = = 754,2 МПа < 875 МПа

недогруз ? у_н = •100% = 13,8 <15% допускается

Расчетное напряжение из условия выносливости при изгибе:

у_F2 = <371, 4 МПа

Y_F2 = 3,6 - коэффициент формы зуба

Y_в = 1 - коэффициент наклона линии зуба

К_F = К_FL •К_Fв•К_Fх К_FL = 1 К_Fх = 1,42 К_Fв = К_Fв? = 1,42

F_F = 1,0 •1,42•1,42 = 2,0164

у_F2 = == 173,1 МПа <371,4 МПа

Условия прочности выполнено 173,1 МПа <371,4 МПа

у_F1 = у_F2 •Y_F1/ Y_F4, Y_F1=4

у_F1 ==192,4 МПа

у_F1< [у]_F 192,4МПа < 371,4 МПа

Условие прочности выполнено

Расчет параметров зубчатой передачи для II скорости

Материал выбираем тот же, что и для I скорости допустимое контактное напряжение

у_нр = 875 МПа

допускаемое напряжение изгиба у_нр2 =371,4 МПа

а_w ? 49,5 •(2,41+1)•=141,1 мм

ш_ва = 0,315 ш_вd = 0,5• 0,315•(2,41+1) = 0,54

принимаем а_w = 160 мм

m = (0,01 … 0,02)• а_w = (0,01 … 0,02)•160 = 1,6 ? 3,2,

принимаем m = 2,5 мм

Число зубьев z_? = = =128

Число зубьев шестерни z₁ = = =41,1

Принимаем z₁ = 41

Число зубьев колеса z₂ = z_? -z₁ =128-41=87

Проверим межосевое расстояние а_w= m

а_w= 2,5=160 мм

фактическое передаточное число

И_ф = = =2,12

в₂ = ш_ва• а_w - ширина венца зубчатого колеса:

в₂ = 0,315•160 = 50,4 мм в₁ = в₂ + (3?5)

в₁ = 50,4 + (3?5) = 53,4?55,4 , примем в₁ = 53 мм, в₂ =50 мм.

d=m•z

d₁ = 2,5•41 = 102,5 мм

d₂ = 2,5•87 = 217,5 мм

проверим а_w= 0,5 (102,5+217,5) = 160 мм

d_а = d+ 2m

d_а1 =102,5+2•2,5 = 107,5 мм

d_а2 =217,5+2•2,5 = 222,5 мм

d_L = d - 2,5m

d_L1 =102,5 - 2,5•2,5 = 96,25 мм

d_L2 =217,5 - 2,5•2,5 = 211,25мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

ш_ва = = = 0,49

Окружная скорость в зацеплении

U = = = 3,9 м/с

Принимаем степень точности - 9

Силы, действующие в зацеплении:

окружная сила - Ft₁ = Ft₂ = Ft = = = 3216,7 Н

радиальная сила - Fr₁ = Fr₂ = Ft •tgб , tgб = 0,364 б= 200?

Fr₁ = Fr₂ =3216,7•0,364 = 1170,9 Н

Проверочный расчет

Расчетное контактное напряжение

у_н =•? у_нр ,

где Z_у = 310

К_н = К_а•Кх?К_в К_а = 1 Кх = 1,13 К _нв=1,17

К_н = 1•1,13•1,17 = 1,32

у_н = = 684,7 МПа < 875 МПа

Недогруз ? у_н = •100% = 21,7%

Допускается, т.е. межосевое расстояние приняли по наиболее нагруженной зуб. паре

Расчетное напряжение из условия выносливости:

у_F2 = <371, 4 МПа

Y_F2 = 3,6

Y_в = 1

К_F = К_FL •К_Fв•К_Fх К_FL = 1 К_Fх = 1,14 К_Fв = К_Fв? = 1,14

F_F = 1,0 •1,14•1,14 = 1,3

у_F2 = == 241 МПа <371,4 МПа

Условие прочности выполнено 241 МПа <371,4 МПа

у_F1 = у_F2 •Y_F1/ Y_F4, Y_F1=3,7

у_F1 ==247,8 МПа

у_F1< [у]_F 247,8 МПа < 371,4 МПа

Условие прочности выполнено

Расчет конической зубчатой передачи

Для уменьшения габаритов редуктора материалы выбираем те же, что и прямозубной передачи

[у]_нр = 875 МПа

Расчет конической передачи

Определим внешний длительный диаметр колеса

d_c2 =K_a•³

где К_а = вспомогательный коэффициент для конической передачи,

К_а = 165

Т₂ = номинальный вращающий момент

К_нв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

ш_вd = 0,166• = 0,166•=0,23

К_нв^о= 1,4 К _нв= К_нв^о для передачи с прямыми зубьями К _нв=1,4

U_н - коэффициент вида зуба U_н=0,85

d_c2 =165•³=189 мм

округлим до ближайшего стандартного диаметра d_c2 =180 мм

Число зубьев:

z₂ =с•

с = 11,2

z₂ =11,2•=26,6

Примем z₂ = 27 z₁= z₂ = 27

Внешний окружной модуль

m_e = 180 /27 = 6,66 мм

Ширина венца: в₁ = в₂ = 0,875 швd•d_с2/4

в₁ = в₂ = 0,875 •0,23•180/1 = 36,2 мм

принимаем в₁ = в₂ = 36

Основные геометрические параметры передачи:

Угол длительного конуса колеса

д₂=arctgU д _arctg1= 45?

шестерни д₁=90? - д₂= 90? - 45?= 45?

Конусное расстояние:

внешнее R_е= 0,5•m_te= 0,5•6,66= 126,5 мм

среднее R= R_е - 0,5•В = 126,5- 0,5•36 = 111,5 мм

Внешний делит. диаметр вершины зубьев

d_oe2 = d_e2+ 2•m_e•cosд₂ = 180+2•6.66•cos45? = 189,4 мм

Средний делит. диаметр d₂ = d_e2•(1-0,5•Кв_е2),

где Кв_е = 0,25?0,3 d₂ = 180•(1-0,5•0,25) = 157,5 мм

Силы, действующие в зацеплении зубчатых колес: окружная сила на среднем диаметре Ft₂ = 2•T₂/d₂ = 2•700•10³ / 180 = 7777,84

Осевая сила на шестерне равна радиальной силе на колесе

Fa₁ = Fr₂ = Ft₂ (0,44sin д₁+ 0,7 cos д₁)

tgб₁ = 0,3640 sin д₁ = cos д₁ = 0.707

Fa₁ = Fr₂ = 7777,8 (0,44•0,707+ 0,7 •0,707) = 6268,7 Н

Радиальная сила на шестерне равна осевой силе на колесе

Fr₁ = Fa₂ = Ft₂ (0,44 cos д₁+ 0,7 sin д₁)

Fr₁ = Fa₂ = 7777,8 (0,44•0,707+ 0,7 •0,707) = 1429,7 Н

Средняя окружная скорость колеса

U = = = 1,4 м/с

Степень точности колеса - 8

Проверочный расчет на контактную прочность

у_н =• ,

где К_н = К_L•К_в •Кх - коэффициент нагрузки

К_L = 1 при прямозубой передачи (учитывая неравномерность распределения нагрузки)

Кх = 1,04

К _в= К _нв^о = 1,4

К_н = 1•1,4•1,04 = 1,456

у_н = = 859,7 МПа < 875 МПа

Недогруз ? у_н = •100% = 1,7% ? 15% , что допускается

Прочность зубьев при изгибе

у_F2 = < у_Fр2

К_F = К_FL •К_Fн•К_Fх

К_FL = 1

К_Fх = 1,2 - коэффициент, учитывающий динамические нагрузки

К_Fв = К_Fв? = 1,16

К_F = 1 •1,16•1,2 = 1,39

Y_F2 = 3,85 - коэффициент для прямозубой передачи

Zх₂ = = = 54

U_F = 0,65+0,11И = 0,65+0,11•1 = 0,78

у_F2 = == 266 МПа ?371,4 МПа

у_F2< у_F 266,07 МПа <371,4 МПа

Условие прочности выполняется

[у_ф] = 750 МПа возьмем S = 3

[у_U]₁ = = 300 МПа

=>[у] и 1/[у]_щ =3,8/1 , т.е. [у]_щ = [у_U]₁/3,8

[у]_щ == 78,94 МПа