Министерство транспорта Российской федерации

Федеральное агентство железнодорожного транспорта

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Омский государственный университет путей сообщения»

Кафедра « Теория механизмов и детали машин»

К защите допущен

Руководитель проектирования

Бородин А.В.

«____» __________________2007г

ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ СООСНЫМ РЕДУКТОРОМ

Курсовой проект по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

ИНМВ. 31 28 00.000 ПЗ

Консультант Студент гр. 14д

Бородин А.В. Ядуванкин В.В.

«___»________2007г. «___»___________2007г.

Руководитель:

Оценка преподаватель каф. ТМ и ДМ

_________ Бородин А.В.

«___»_____________2007г.

Омск 2007

Содержание

Введение

1. Задание на курсовое проектирование

1.1 Схема привода

2. Кинематический расчёт и выбор электродвигателя

2.1 Общий КПД привода

2.2 Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач

2.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

2.4. Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

3. Расчёт ременной передачи

4. Расчёт и конструирование редуктора

4.1 Материалы шестерни и колеса

4.2 Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колёса прямозубые)

4.2.1 Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность

4.2.2 Расчёт зубьев на прочность при изгибе

4.3 Определение геометрических и кинематических параметров быстроходной ступени редуктора (колёса косозубые)

4.3.1 Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность

4.3.2 Расчёт зубьев на прочность при изгибе

4.4 Ориентировочный расчёт и конструирование валов

4.4.1 Входной вал

4.4.2 Промежуточный вал

4.4.3 Выходной вал

4.5 Выбор подшипников качения

4.6 Конструирование зубчатых колёс

4.7 Конструирование корпуса редуктора

4.8 Компоновочная схема редуктора (см. прил.).

4.9 Расчёт валов на совместное действие изгиба и кручения

4.10 Расчет подшипников качения

4.11 Проверка прочности шпоночных соединений

4.12 Выбор и расчет муфт

4.12.1 Расчет втулочно-пальцевой упругой муфты

4.13 Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников

4.14 Рекомендуемые посадки деталей

Заключение

Библиографический список

Приложение 1

Приложение 2

Введение

Целью выполнения проекта является закрепление знаний, полученных из ранее освоенных дисциплин и использование их при проектировании механического привода.

Задачей работы является подбор электродвигателя, выполнение кинематического расчета, расчет ременной передачи и редуктора, определение геометрических и контурных размеров деталей и проверок их на прочность.

При выполнении графической части проекта использованы результаты проведенных расчетов.

Поставленные задачи решались с учетом изменений в действующих стандартах и рекомендаций, учитывающих опыт создания и эксплуатации подобных устройств.

1. Задание на курсовое проектирование

1.1. Схема привода

В механический привод (рис. 1.1) входят электродвигатель 1, ременная передача и редуктор. Ременная передача включает в себя ведущий 2 и ведомый 3 шкивы, ремень 4. Редуктор - цилиндрический двухступенчатый соосный.

Рисунок 1.1

Зубчатые колеса быстроходной 5 и тихоходной 6 ступеней насажены на входной 7, промежуточный 8 и выходной 9 валы. Подшипники 10 поддерживают валы и позволяют им свободно вращаться. Зубчатые колеса, валы и подшипники расположены внутри закрытого чугунного корпуса II. Выходной вал редуктора соединен с приемным валом 12 машины муфтой 13. Ввиду того, что входной и выходной валы располагаются по одной оси, для размещения их подшипников внутри корпуса имеется опора 14, укрепленная ребром жесткости 15.

2. Кинематический расчёт электродвигателя

2.1. Кинематический расчёт двигателя

Общий КПД привода:

h = h_р h_б h_т h³ _п (2.1)

h_р = 0,95 – КПД плоскоременной передачи;

h_б = h_т = 0,97 – КПД быстроходной и тихоходной, цилиндрических передач;

h_п = 0,99 – КПД одной пары подшипников.

h = 0,95 · 0,97 · 0,97 · 0,99³ = 0,867.

Потребляемая мощность, кВт:

; (2.2)

Р₃ – мощность на выходном валу редуктора, кВт.

Р_п = = 5,88 кВт.

Р_э Р_п

По полученной потребной мощности выбираем электродвигатель тип - 4А132 М6 с рабочими характеристиками:

Р_э – номинальная мощность электродвигателя, указанная в каталоге,кВт;

Р_э = 7,5 кВт;

n_э – рабочая частота вращения двигателя, об/мин;

n_э = 970 об/мин;

d_э – диаметр вала двигателя, мм;

d_э = 38 мм;

2.2. Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передачи

Общее передаточное число привода:

; (2.3)

= 9,9.

Общее передаточное число привода можно представить и как произ­ведение:

U = U_P U_Б U_T ; (2.4)

где U_P , U_Б , U_T – передаточные числа ременной передачи, быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно.

Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора рекомендуется в расчетах принимать.

I < U_P 2;

Из соотношения принимаем передаточное соотношение ременной передачи равным:

U_P = 1,5.

Передаточное число редуктора:

; (2.5)

.

Передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней редуктора можно определить из соотношений:

(2.6)

; (2.7)

;

.

2.3. Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

Частоты, об/мин:

– входной вал

(2.8)

об/мин;

– промежуточный вал

; (2.9)

об/мин;

– выходной вал

; (2.10)

об/мин;

– приемный вал машины

n_п.в. = n₃ = 98,2 об/мин.

Угловые скорости, с^-1 :

– входной вал

; (2.11)

;

– промежуточный вал

; (2.12)

– выходной вал

;

– приемный вал машины

.

2.4. Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

Мощности, кВт:

Р₁ = Р_п η_р ; (2.15)

Р₂ = Р₁ η_б η_п ; (2.16)

Р₃ = Р₂ η_т η_п ; (2.17)

Р_пв = Р₃ η_п . (2.18)

Р₁ = 5,88∙0,95 = 5,586 кВт;

Р₂ = 5,586∙0,97∙0,99 = 5,256 кВт;

Р₃ = 5,256∙0,97∙0,99 = 5,047 кВт;

Р_пв =5,047∙0,99 = 4,996 кВт:

Моменты, Нм:

; (2.19)

; (2.20)

; (2.21)

. (2.22)

Нм;

Нм;

Нм;

Нм.

3. Расчёт ременной передачи

При выполнении расчетов следует помнить, что ведущим валом ременной передачи является вал электродвигателя, ведомым - входной вал редуктора. Расчет клиноремённой передачи приведен ниже.

Выбираем сечения ремня – Б.

Диаметр ведущего шкива передачи, мм:

мм;

Р₁ = Р_n ;

где: Р₁ – мощность на ведущем валу;

Р_n – потребная мощность;

n₁ – частота вращения вала электродвигателя, об/мин.

Диаметр ведомого шкива, мм:

d₂ = U_p d_1, (3.1)

где: U_p – передаточное число ремённой передачи.

d₂ = 1,5·200 = 300 мм;

Получившееся число округляем до стандартного числа: d₂ = 315 мм.

Межосевое расстояние (предварительное), мм;

а_min = 0,55 (d₁ + d₂ ) + h, (3.2)

a_min = 0,55 (200 + 315) + 10,5 = 293,75 мм;

а_max = d₁ + d₂ , (3.3)

а_max = 200 + 315 = 515;

Расчётная длинна ремня, мм:

, (3.4)

мм.

Найденное значение округляется до ближайшего стандартного:

L_p = 1600 мм.

Уточнение межосевого расстояния, мм:

, (3.5)

мм;

где

(3.6)

Угол обхвата ремня малого шкива, градусы:

, (3.7)

;

Расчётная мощность, Вт.:

, (3.8)

,

где - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата;

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

- коэффициент, учитывающий режим работы передачи;

Требуемое число ремней:

(3.9)

где - мощность на ведущем валу передачи;

– коэффициент, учитывающий число ремней.

Для определения коэффициента предварительно принимают некоторое число ремней ().

Найденное значение Z округляют до целого числа:

Z = 2.

Скорость ремня, м/с:

(3.10)

Сила предварительного натяжения ремня, Н:

(3.11)

;

Коэффициент θ, учитывающий влияние центробежных сил, принимается в зависимости от сечения ремня.

Сила действующая на валы, Н:

(3.12)

Рабочий ресурс (долговечность) клиноремённой передачи, ч:

(3.13)

где - число циклов, выдерживаемых ремнём.

Ширина шкива:

Рассчитанная клиноремённая передача имеет следующие параметры, указанные в таблице 3.1:

Таблица 3.1 – Параметры плоскоременной передачи

4. Расчёт и конструирование редуктора

Тип редуктора - цилиндрический двухступенчатый соосный. Быстроходная (первая) ступень редуктора - цилиндрическая с косозубыми колесами, тихоходная (вторая) - с прямозубыми.

4.1 Материалы зубчатых колес

Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обработанные стали. По сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают контактную прочность и прочность зубьев на изгиб.

В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две группы: твердостью НВ > 350 (с объемной закалкой, закалкой т.в.ч., цементацией, азотированием); твердостью НВ ≤ 350 (зубчатые колеса нормализованные или улучшенные).

Применение материалов с НВ > 350 позволяет существенно повысить нагрузочную способность зубчатых передач. Однако колеса из таких материалов плохо прирабатываются, поэтому требуют повышенной точности изготовления, повышенной жесткости валов и опор. Кроме того, нарезание зубьев при высокой твердости затруднено. Это обусловливает выполнение термообработки после нарезания зубьев. Часто некоторые виды термообработки вызывают значительное коробление зубьев. Исправление формы зубьев требует осуществления дополнительных операций: шлифовки, притирки, обкатки. Эти трудности проще преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование, инструменты и приспособления.

Твердость материала НВ ≤ 350 позволяет производить нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса на 30 - 50 единиц:

НВ₁ ≥ НВ₂ + (30 - 50) НВ,

где НВ₁ и НВ₂ – твердости рабочих поверхностей шестерни и колеса соответственно.

Технологические преимущества материала при НВ ≤ 350 обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средне нагруженных передачах.

Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, рекомендуется выбирать материалы для зубчатых колес с твердостью НВ ≤ 350. Для получения передач сравнительно небольших габаритов следует подобрать материал для шестерни с твердостью, близкой к НВ 300.

С целью сокращения номенклатуры материалов в двух – и многоступенчатых редукторах назначают одну и ту же марку стали для всех шестерен, аналогично и для колес.

Данные о материалах представлены в виде табл. 4.1:

Механические характеристики зубчатых колёс.

Табл. 4.1

4.2. Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колёса прямозубые)

При расчете передач следует считать, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма. Поэтому в соответствии с ГОСТ 21354-87 основным параметром передачи является межосевое расстояние а_ω Межосевые расстояния быстроходной а_ωб и тихоходной а_ωт передач (ступеней) редуктора этого типа равны между собой. Однако тихоходная ступень более нагружена. Поэтому расчет следует начать с нее.

Межосевое расстояние, мм.

а_ωт = К_а ^. (V_т + 1) ^. ; (4.1)

где: К_а = 495 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач.

U_т – передаточное число тихоходной ступени редуктора.

Т₃ – вращающий момент на ведомом валу передачи, Н^. м.

К_нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаемый из графика (рис. 4.1) в зависимости от коэффициента ширины венца зубчатого колеса ψ_bd относительно делительного диаметра.

Рис. 4.1 Сумма зубьев шестерни и колеса.

ψ_bd = 0.5ψ_ba ^. (U_т + 1); (4.2)

где: ψ_ba – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, принимаемый из ряда: 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0. Принимаем ψ_ba = 0,4.

ψ_bd = 0,5 ^. 0,4 ^. (2,44 + 1) = 0,688.

σ_нр = ; (4.3)

где: σ_нр – контактное напряжение, для прямозубой передачи, МПа.

σ_{н limb 4} – предел контактной усталости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений колеса, МПа.

σ_{н limb 4} = 2 ^. НВ₄ + 70; (4.4)

где: НВ₄ – твёрдость материала колеса (принимаем из таблицы 4.1), МПа.

σ_{н limb 4} = 2 ^. 220 + 70 = 510 МПа;

Z_N – коэффициент долговечности.

Z_{N 4} = ; при N_{K 4} ≤ N_{Hlim 4} ; (4.5)

Z_{N 4} = ; при N_{K 4} > N_{Hlim 4} ; (4.6)

где: N_{Hlim 4} – базовое число циклов напряжений соответствующие пределу выносливости, миллионов циклов.

N_{Hlim 4} = 30 ^. НВ≤ 120 ^. 10⁶ ; (4.7)

N_{Hlim 4} = 30 ^. 220^2,4 = 12,5584 ^. 10⁶ ≤ 120 ^. 10⁶ .

N_{K 4} – суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов.

N_{K 4} = 60 ^. n₃ ^. L_n ; (4.8)

где: n₃ – частота вращения выходного вала редуктора, об/мин.

L_n – ресурс (долговечность) передачи, часов.

N_K4 = 60 ^. 98,2 ^. 20000 = 117840000.

N_K4 > N_Hlim4 ;

117840000> 12558400.

Z_N4 = = 0,894 > 0,75.

Z_R ^. Z_V ^. Z_C ^. Z_X = 0.9; (4.9)

где: Z_R – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости, сопряжённых поверхностей зубьев.

Z_V – коэффициент, учитывающий влияние скорости.

Z_L – коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала.

Z_X – коэффициент, учитывающий влияние размер зубчатого колеса.

S_Н = 1,1 – коэффициент, учитывающий влияние запаса прочности.

σ_нр = ; (4.10)

σ_нр = = 373,1 МПа;

а_ωт = 495 ^. (2,44 + 1) ^. = 197,5 мм;

Модуль зубьев, мм:

m = (0.01 – 0.02) а_ωт ; (4.11)

m = 0.015 ^. 197.5 = 3.16 мм.

Полученное значение модуля округляем до стандартного значения, а_ωт = 3,5 мм.

Сумма зубьев шестерни и колеса:

Z_C = ; (4.12)

Z_C = = 112.86;

Полученное значение округляем до целого числа: Z_C = 112.

Число зубьев шестерни:

Z₃ = ; (4.13)

Z₃ = = 32,8;

Полученное значение числа зубьев шестерни округляем до целого: Z₃ = 32.

Число зубьев колеса:

Z₄ = Z_C – Z₃ ; (4.14)

Z₄ = 112 – 32 = 80.

Делительные диаметры, мм:

шестерни:

d₃ = m ^. Z₃ ; (4.15)

d₃ = 3,5 ^. 32 = 112 мм.

колеса:

d₄ = m ^. Z₄ ; (4.16)

d₄ = 3.5 ^. 80 = 280 мм.

Диаметры вершин зубьев, мм:

шестерни:

d_{a 3} = d₃ + 2m; (4.17)

d_{a 3} = 112 + 2 ^. 3,5 = 119 мм.

колеса:

d_{a 4} = d₄ + 2m; (4.18)

d_{a 4} = 280 + 2 ^. 3,5 = 287 мм.

Диаметры впадин зубьев, мм:

шестерни:

d_{f 3} = d₃ – 2,5m; (4.19)

d_{f 3} = 112 – 2,5 ^. 3,5 = 103,25 мм.

колеса:

d_{f 4} = d₄ – 2,5m; (4.20)

d_{f 4} = 280 – 2,5 ^. 3,5 = 271,25 мм.

Уточнённое межосевое расстояние, мм:

а_ωт = 0,5(d₃ + d₄ ); (4.21)

а_ωт = 0,5 ^. (112 + 280) = 196 мм.

Рабочая ширина зубчатого венца, равная ширине венца колеса, мм:

b_ω = b₄ = ψ_ba ^. а_ωт ; (4.22)

b_ω = 0.4 ^. 196 = 78,4 мм.

Полученное значение округляем до целого числа: b_ω = 78 мм.

Ширина венца шестерни:

b₃ = b₄ + m; (4.23)

b₃ = 78,4 + 3,5 = 81,9 мм.

Полученное значение округляем до целого числа: b₃ = 82 мм.

Окружная скорость зубчатых колёс, м/с:

V₂ = ; (4.24)

V₂ = = 1,404 м/с.

В зависимости от окружной скорости устанавливаем степень точности передачи 8.

4.2.1 Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность

После определения геометрических размеров рабочие поверхности зубьев необходимо проверить на контактную прочность. Для этого следует определить рабочие контактное напряжение σ_н и сравнить с допускаемым σ_нр . Должно выполняться условие: σ_н ≤ σ_нр .

Рабочее контактное напряжение, МПа:

σ_н = Z_Е ^. Z_H ^. Z_ε ^. ; (4.25)

где: Z_Е = 190 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс, изготовленных из стали.

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления.

Z_H = ; (4.26)

где: α_t – делительный угол профиля в торцовом сечении, град.

α_tω – угол зацепления, град.

для прямозубых передач без смещения: α_t = α_tω = 20⁰ .

Z_H = = 2,495; (4.27)

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий прямозубой передачи:

Z_ε = ; (4.28)

где: ε_α – коэффициент торцового перекрытия;

ε_α = [1.88 - 3.22 ^. ()]; (4.29)

ε_α = 1.88 - 3.22^. () = 1.739;

Z_ε = = 0,868,

F_{t 3} – окружная сила на делительном диаметре, Н:

F_{t 3} = ; (4.30)

F_{t 3} = = 3743,9 Н.

К_А = 1,1 – коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины.

К_HV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

К_HV = 1 + ; (4.31)

где: ω_{н v} – удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

ω_{н v} = δ_н ^. q₀ ^. V₂ ^. ; (4.32)

где: δ_н = 0,06 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи.

q₀ = 5,6 при m ≤ 3.55 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса 8-й степени точности:

ω_{н v} = 0.06 ^. 5,6 ^. 1.404 ^. = 4,24 Н/мм;

К_HV = 1 + = 1,084.

К_нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

К_нβ = 1 + () ^. К_нω ; (4.33)

где: К⁰ _нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи:

К⁰ _нβ = 1,1

К_нα = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых передач,

К_нω – коэффициент, учитывающий приработку зубьев;

К_нω = 1 - ; (4.34)

К_нω = 1 - = 0,217;

Найдя все необходимые коэффициенты, найдём рабочее контактное напряжение, МПа:

σ_н = 190 ^. 2,495 ^. 0,868 ^. = 344,36 МПа;

Проверка выполнения условия: σ_н ≤ σ_нр ;

344,45 < 373,1.

Вывод: условие выполнено, верно.

4.2.2 Расчёт зубьев на прочность при изгибе

Выносливость зубьев, для предотвращения усталостного излома, для каждого колеса сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения:

σ_F ≤ σ_FP ;

Расчётное местное напряжение при изгибе:

для шестерни –

σ_{F 3} = ; (4.35)

для колеса –

σ_{F 4} = σ_{F 3} ^. ; (4.36)

где: К_F – коэффициент нагрузки.

К_F = К_А ^. К_FV ^. K_Fβ ^. K_Fα ; (4.37)

где: К_FV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса.

К_FV = 1 + ; (4.38)

где: ω_FV – удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

ω_FV = δ_F ^. q₀ ^. V₂ ^. ; (4.39)

где: δ_F = 0.16 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи,

q₀ = 5,6 при m ≤ 3.55 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса 8-й степени точности:

ω_FV = 0,16 ^. 5,6 ^. 1,404 ^. = 11,32 Н/мм;

К_FV = 1 + = 1,225.

K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

K_Fβ = ; (4.40)

где:

N_F = ; (4.41)

где: h – для прямозубого зацепления:

h = ; (4.42)

h = = 4,025;

N_F = = 0,949;

K_Fβ = = 1,095;

K_Fα = K_{н α} = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

К_F = 1,1 ^. 1,225 ^. 1,095 ^. 1 = 1,476;

Y_{FS 3} , Y_{FS 4} – коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений, определяемые для шестерни и колеса в зависимости от числа зубьев Z₃ и Z₄ по графику зависимости (рис. 4.2).

рис. 4.2

Y_β = 1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба прямозубых передач;

Y_ε = 1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Найдя все необходимые коэффициенты, найдём расчётное местное напряжение при изгибе для шестерни и колеса, МПа:

для шестерни:

σ_{F 3} = = 72,78 МПа;

для колеса:

σ_{F 4} = 72,78 ^. = 69,51 МПа.

Допускаемое напряжение, МПа:

σ_FP = ; (4.43)

где: σ_Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа:

σ_Flimb = ; (4.44)

где: σ⁰ _Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа:

σ⁰ _Flimb = 1,75 ^. НВ; (4.45)

Y_T = 1 – коэффициент, учитывающий технологию изготовления зубчатых колёс;

Y_Z = 1 – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (ковка или штамповка);

Y_q = 1 – коэффициент, учитывающий отсутствие шлифовки переходной поверхности зубьев;

Y_d = 1 – коэффициент, учитывающий отсутствие деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности;

Y_A = 1 – коэффициент, учитывающий влияние характера приложения нагрузки (односторонняя):

для шестерни:

σ⁰ _{Flimb 3} = 1,75 ^. НВ₃ ; (4.46)

σ⁰ _{Flimb 3} = 1,75 ^. 269 = 470,75 МПа;

σ_{Flimb 3} = = 470,75 Мпа;

для колеса:

σ⁰ _{Flimb 4} = 1,75 ^. НВ₄ ; (4.47)

σ⁰ _{Flimb 4} = 1,75 ^. 220 = 385 МПа;

σ_{Flimb 4} = = 385 МПа.

Y_N – коэффициент долговечности:

для шестерни:

Y_{N 3} = ≤ 4 (4.48)

для колеса:

Y_{N 4} = ≤ 4 (4.49)

где N_Flimb = 4·10⁶ – базовое число циклов напряжений;

N_К – суммарное число циклов напряжений, определяемое для шестерни и колеса, миллионов циклов,

для шестерни:

N_{K 3} = 60 · n₂ · L_h ; (4.50)

N_{K 3} = 60 · 239,5 · 20000 = 287400000,

для колеса:

N_{K 4} = 60 · n₃ · L_h ; (4.51)

N_{K 4} = 60 · 98.2 · 20000 = 117840000,

где: n₂ , n₃ – частоты вращения шестерни и колеса тихоходной ступени, об/мин.

Так как, N_{K 3} > N_Flimb и N_{K 4} > N_Flimb , то поэтому принимаем Y_N = 1.

q_F = 6 – показатель степени для зубчатых колёс с однородной структурой материала;

Y_δ – коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;

Y_δ = 1,082 – 0,172 ^. lg m; (4.52)

Y_δ = 1,082 – 0,172 ^. lg 3,5 = 0,989;

Y_R = 1,2 – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (при нормализации или улучшении);

Y_Х – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

Y_Х = 1,05 – 0,000125 ^. d_i ; (4.53)

где: d_i – диаметр делительной окружности зубчатого колеса тихоходной ступени, мм:

для шестерни:

Y_Х3 = 1,05 – 0,000125 ^. 112 = 1,0336;

для колеса:

Y_Х4 = 1,05 – 0,000125 ^. 280 = 1,015;

S_F = 1,7 – коэффициент запаса прочности, для углеродистой и легированной сталей, подвергнутых нормализации или улучшению.

Допускаемое напряжение, МПа:

для шестерни:

σ_{FP 3} = ; (4.54)

σ_{FP 3} = = 340,5 МПа;

для колеса:

σ_{FP 4} = ; (4.55)

σ_{FP 4} = = 272,8 МПа;

Получив все необходимые напряжения, проверим выносливость зубьев, необходимую для предотвращения усталостного излома.

для шестерни:

σ_{F 3} ≤ σ_{FP 3} ;

72,8 < 340,5;

для колеса:

σ_{F 4} ≤ σ_{FP 4} ;

69,51 < 272,8.

Полученные неравенства верны, значит, расчёты выполнены верно.

4.3. Определение геометрических и кинематических параметров быстроходной ступени редуктора (колёса косозубые)

Межосевое расстояние быстроходной ступени, мм:

а_ωб = а_ωт ;

а_ωб =196 мм;

Модуль зацепления, мм:

m = (0,01 ÷ 0,02) ^. а_ωб ; (4.56)

m = 0,015 ^. 196 = 3,16 мм.

Полученное значение округляем до стандартного: m = 3,5 мм.

Число зубьев:

шестерни:

Z₁ = ; (4.57)

Где – угол наклона зубьев β косозубых зубчатых колёс выбирается из условия получения коэффициента торцового перекрытия ε_α более 1,1, которому соответствуют значения β = (8 ÷ 18)⁰ . При расчёте передачи первоначально принимается любое значение угла β из указанного интервала.

Число зубьев шестерни быстроходной ступени должно находиться в интервале Z₁ = (22 ÷ 35) зубьев.

Z₁ = = 29,24;

округляем до целого числа: Z₁ = 29;

колеса:

Z₂ = U_Б ^. Z₁ ; (4.58)

Z₂ = 2.7 ^. 29 = 78,3;

округляем до целого числа: Z₂ = 79.

Уточнённое значение угла наклона зубьев, град:

cos β = ; (4.59)

cos β = = 0.964, β = 15⁰ 22´;

Делительные диаметры, мм:

шестерни:

d₁ = ; (4.60)

d₁ = = 105,2 мм;

колеса:

d = ; (4.61)

d₂ = = 286,8 мм;

Диаметры вершин зубьев, мм;

шестерни:

d_а1 = d₁ + 2 ^. m; (4.62)

d_а1 = 105,2 + 2 ^. 3,5 = 112,2 мм;

колеса:

d_а2 = d₂ + 2 ^. m; (4.63)

d_а2 = 286,8 + 2 ^. 3,5 = 293,8 мм;

Диаметры впадин зубьев, мм;

шестерни:

d_{f 1} = d₁ – 2,5 ^. m; (4.64)

d_{f 1} = 105,2 – 2,5 ^. 3,5 = 99,55 мм;

колеса:

d_{f 2} = d₂ – 2,5 ^. m; (4.65)

d_{f 2} = 286,8 – 2,5 ^. 3,5 = 278,05 мм;

Рабочая ширина зубчатого венца, мм;

колеса:

b₂ = ψ_ba ^. а_ωБ ; (4.66)

b₂ = 0,4 ^. 196 = 78,4 мм;

Округляем до целого числа – b₂ = 78 мм.

шестерни:

b₁ = b₂ + m; (4.67)

b₁ = 78,4 + 3,5 = 81,9 мм;

Округляем до целого числа – b₁ = 82 мм.

Окружная скорость зубчатых колёс, м/с:

V₁ = ; (4.68)

V₁ = = 3,56 м/с;

4.3.1. Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность

Рабочие контактное напряжение, МПа;

σ_н = Z_E ^. Z_H ^. Z_ε ^. ; (4.69)

где: Z_E = 190 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колёс, изготовленных из стали;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Z_H = ; (4.70)

где: α_t – делительный угол профиля в торцовом сечении, град;

α_t = arctg ; (4.71)

α_t = arctg = 20.68⁰ ;

α_tω – угол зацепления, град;

для передач без смещения α_tω = α_t ;

β_b – основной угол наклона, град;

β_b = arcsin(sin β ^. cos 20⁰ ); (4.72)

β_b = arcsin(sin 15º22´ ^. cos 20⁰ ) = 14,4⁰ ; (4.73)

Z_H = = 2.42;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий косозубой передачи;

Z_ε = ; (4.74)

где: ε_α – коэффициент торцового перекрытия для передач без смещения, при β < 20⁰ ;

ε_α = 1,88 - 3,22 ^. () ^. cos β; (4.75)

ε_α = 1,88 - 3,22^. () ^. cos 15⁰ 22´= 1,67;

Z_ε = = 0,775;

F_{t 1} – окружная сила на делительном диаметре, Н;

F_{t 1} = ; (4.76)

F_{t 1} = = 1568 Н;

К_А = 1.1 – смотреть п. 4.2.1.

К_HV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку;

К_HV = 1 + ; (4.77)

где: ω_HV – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

ω_HV = δ_Н ^. q₀ ^. V₁ ^. ; (4.78)

где: δ_Н = 0,02 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

q₀ = 5,6 – смотреть п. 4.2.1.

ω_HV = 0.02 ^. 5,6 ^. 3,56 ^. = 3,397;

К_HV = 1 + = 1,162;

К_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

К_Hβ = 1 + (K⁰ _Hβ – 1) ^. К_Hω ; (4.79)

где: K⁰ _Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи;

K⁰ _Hβ = 1,1

К_Hω – коэффициент, учитывающий приработку зубьев;

К_Hω = 1 – ; (4.80)

К_Hω = 1 – = 0.32;

К_Hβ = 1 + (1.1 – 1) ^. 0.32 = 1.032;

К_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

К_Hα = 0,9 + 0,4 ^. ; (4.81)

где: ε_γ – суммарный коэффициент перекрытия;

ε_γ = ε_α + ε_β ; (4.82)

ε_α – коэффициент торцового перекрытия;

ε_α = ε_α1 + ε_α2 ; (4.83)

где:

ε_α1 = ; (4.84)

ε_α2 = ; (4.85)

где: α_α1 , α_α2 – углы профиля зуба в точках на окружностях вершин, град;

α_α1 = arcos ; (4.86)

α_α2 = arcos ; (4.87)

где: d_{b 1} , d_{b 2} – основные диаметры шестерни и колеса, мм;

d_b1 = d₁ ^. cos α_t ; (4.88)

d_b1 = 105,3 ^. cos 20.68⁰ = 98,5 мм;

d_b2 = d₂ ^. cos α_t ; (4.89)

d_b2 = 268,8 ^. cos 20.68⁰ = 283,3 мм;

α_{α 1} = arcos = 28,68⁰ ;

α_{α 2} = arcos = 24,04⁰ ;

ε_{α 1} = = 0,784;

ε_α2 = = 0,868;

ε_α = 0,784 + 0,868 = 1,65;

ε_β – коэффициент осевого перекрытия;

ε_β = ; (4.90)

где: P_X – осевой шаг, мм;

P_X = ; (4.91)

P_X = = 41,49 мм;

ε_β = = 1,976;

ε_γ = 1,65 + 1,976 = 3,626;

К_Hα = 1,05;

Найдя все необходимые коэффициенты и подставив их в формулу рабочего контактного напряжения, найдем σ_Н :

σ_н = 190 ^. 2,42 ^. 0,775 ^. = 209,2 МПа.

4.3.2 Расчёт зубьев на прочность при изгибе

Расчёт зубьев колёс быстроходной ступени выполняется аналогично расчёту зубьев колёс тихоходной ступени. Должно выполняться условие:

σ_F σ_FP

Расчетное линейное напряжение при изгибе:

для шестерни :

σ_{F 1} = K_F · Y_{FS 1} · Y_β · Yε; (4.92)

для колеса:

σ_{F 2} = σ_{F 1} ; (4.93)

где: K_F – коэффициент нагрузки,

K_F = K_A · K_FV ·K_Fβ · K_Fα ; (4.94)

где: K_FV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зоне зацепления до зоны резонанса;

K_FV = 1+; (4.95)

где: ω_FV – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

ω_FV = δ_F · q₀ · V₁ ·; (4.96)

где: δ_F = 0,06 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

ω_FV = 0,06·5,6·3,56= 10,19;

K_FV = 1+= 1,485;

K_Fβ = (K⁰ _Hβ )^{N F} ; (4.97)

где:

N_F = ; (4.98)

где:

h = ; (4.99)

h= = 4,24;

N_F = = 0,948;

K⁰ _Hβ = 1,1;

K_Fβ = 1.1^0.948 = 1.095;

K_Fα = K_Hα = 1.05;

K_F = 1,1 · 1,485 · 1,095 · 1,05 = 1,878;

Y_{FS 1} , Y_{FS 2} – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяемые для шестерни и колеса в зависимости от числа зубьев Z_{V 1} и Z_{V 2} (см. п. 4.3.1. и рис. 4.2);

Y_{FS 1} = 3,81; Y_{FS 2} = 3,62;

Y_β = 1 – ε_β · ≥ 0.7; (4.100)

Y_β = 1 – 1,9= 0,76 ≥ 0.7;

Y_ε = ; при: ε_β ≥ 1; (4.101)

Y_ε = = 0, 61;

для шестерни:

σ_{F 1} = ^. 1,878 · 3,81 · 0,76 · 0,61 = 18,12;

для колеса:

σ_{F 2} = 18,12 = 17,2;

Допускаемое напряжение:

σ_FP = · Y_N · Y_δ · Y_R · Y_X ; (4.102)

где:

σ_Flimb = σ⁰ _Flimb · Y_T · Y_Z · Y_q · Y_d · Y_A ; (4.103)

σ⁰ _Flimb = 1.75 · HB;(4.104)

для шестерни:

σ⁰ _Flimb1 = 1,75·HB₁ ; (4.105)

σ⁰ _Flimb1 = 1,75 · 269 = 470,75 МПа;

для колеса:

σ⁰ _Flimb2 = 1,75 · HB₁ ; (4.106)

σ⁰ _{Flimb 2} = 1,75 · 220 = 385 МПа;

Значения коэффициентов Y_T , Y_Z , Y_q , Y_d , Y_A приведены в п. 4.2.2;

Y_N – коэффициент долговечности;

для шестерни:

Y_{N 1} = ≤ 4; (4.107)

для колеса:

Y_{N 2} = ≤ 4; (4.108)

где:

N_Flimb = 4·10⁶ ; q = 6;

N_K - суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов;

для шестерни:

N_{K 1} = 60·n₁ ·L_h ; (4.109)

N_{K 1} = 60 · 646,7 · 20000 = 77604000 ≥ N_Flimb ;

для колеса:

N_{K 2} = 60·n₂ · L_h ; (4.110)

N_{K 2} = 60 · 239,5 · 20000 = 287400000 ≥ N_Flimb ;

т.к. N_K > N_Flimb , то принимаем Y_N = 1:

Y_δ = 1.082 – 0.172 · lg m; (4.111)

Y_δ = 1.082 – 0.172 · lg 3,5 = 0.988;

Y_R = 1.2;

для колеса:

Y_{X 1} = 1.05 – 0.000125d₁ ; (4.112)

Y_{X 1} = 1.05 – 0.000125 · 105,3 = 1,037;

для шестерни:

Y_{X 2} = 1.05 – 0.000125d₂ ; (4.113)

Y_{X 2} = 1.05 – 0.000125 · 286,8 =1,014:

d_i – диаметр делительной окружности колеса быстроходной ступени, мм:

S_F = 1.7;

σ_{Flimb 1} = σ⁰ _{Flimb 1} · Y_T · Y_Z · Y_q · Y_d · Y_A ; (4.114)

σ_{Flimb 1} = 470,75 · 1 · 1 · 1 · 1 · 1 = 470,75 МПа;

σ_{Flimb 2} = σ⁰ _{Flimb 2} · Y_T · Y_Z · Y_q · Y_d · Y_A ; (4.115)

σ_{Flimb 2} = 385·1 ·1 ·1 ·1 ·1 = 385 МПа:

Допускаемое напряжение, МПа:

для шестерни:

σ_FP1 = · Y_N1 · Y_δ · Y_X1 · Y_R ; (4.116)

σ_{FP 1} = · 1 · 0,988 · 1,2 · 1,037 = 207,7 МПа;

для колеса:

σ_FP1 = · Y_N1 · Y_δ · Y_X1 · Y_R ; (4.117)

σ_{FP 1} = · 1 · 0,988 · 1,2 · 1,014 = 133,4 МПа;

Проверка:

шестерня:

σ_{F 1} ≤ σ_{FP 1} ;

18,2 ≤ 207,7:

колесо:

σ_{F 2} ≤ σ_{FP 2} ;

17,2 ≤133,4;

4.4. Ориентировочный расчет и конструирование валов

Ориентировочный расчет валов на ранней стадии проектирования, когда изгибающие моменты еще не определены. Расчет выполняют на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [τ_к ] и определяют диаметры отдельных ступеней валов.

Основным материалом для валов служат термически, обрабатываемые среднеуглеродистые стали 35, 40, 45 или легированные 40Х, 40ХН и др.

4.4.1. Входной вал

Диаметр выходного конца вала (рис. 4.3), мм:

d₁ = ; (4.118)

где: Т₁ – вращающий момент на валу (п.2.4.), Н · мм:

[τ_K ] = (20 ÷ 25) МПа – допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45:

d₁ = = 27,4 мм;

Диаметр d₁ округляем до целого, стандартного значения: d₁ = 28 мм.

рис. 4.3

Диаметр вала под уплотнение, мм:

d_упл = d₁ + 2 · t; (4.119)

где: t = 2.2 – высота буртика, мм;

d_упл = 28 + 2 · 2,2 = 31, 4 мм;

Диаметр d_упл округляем до целого стандартного значения d_упл = 32 мм.

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти, т.е.

d_п ≥ d_упл ;

d_п = 35 мм;

Между подшипником и шестерней на том же диаметре, что и подшипник, располагают разделительное кольцо. Диаметральные размеры кольца определяются из условия контакта его торцов с колесом и внутренним кольцом подшипника.

Диаметр кольца со стороны подшипника, мм:

d_{δ .п.} = d_п + 3 · r; (4.120)

где: r = 2,0 – координата фаски подшипника:

d_{δ .п.} = 35 + 3 · 2,0 = 41 мм;

Диаметр вала под шестерней, мм:

d_{δ .п.} ≥ d_k > d_п ;

42 ≥ 40 > 35;

d_k = 40 мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны шестерни, мм:

d_{δ . k .} = d_k + 3 · f; (4.121)

где: f = 1 – размер фаски, мм:

d_{δ . k .} = 40 + 3 · 1 = 43 мм;

Диаметр d_{δ . k} округляем до целого стандартного значения d_{δ . k .} = 42 мм.

4.4.2 Промежуточный вал

Диаметр вала под колесом и шестерней (рис.4.4), мм:

d_k = (4.122)

где: Т₂ – вращающий момент на промежуточном валу ( см. п. 2.4.), Н · мм;

[τ_K ] = (10 ÷ 13) МПа:

d_k = = 43,2 мм;

Диаметр d_k округляем до целого стандартного значения d_k = 42 мм.

рис. 4.4

Диаметр вала в месте посадки подшипника, мм:

d_п = d_k – 3 ^. r; (4.123)

где: r = 3,0 – координата фаски подшипника, мм;

d_п = 42 – 3 ^. 3,0 = 33 мм;

Диаметр d_п округляем до числа кратного 5: d_п = 35 мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм;

d_{δ .п.} = d_п + 3 · r; (4.124)

d_{δ .п.} = 35 + 3 · 3 = 44 мм;

Диаметр d_б.п округляем до целого стандартного значения d_{δ .п} = 42 мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса и шестерни, мм:

d_{δ . k .} = d_k + 3 · f; (4.125)

где: f = 1.6 – размер фаски, мм:

d_{δ . k .} = 42 + 3 · 1,6 = 46,8 мм;

Диаметр d_{δ . k} округляем до целого стандартного значения d_{δ . k .} = 48 мм.

4.4.3 Выходной вал

Диаметр выходного конца вала (рис. 4.5), мм:

d_k = (4.126)

где: Т₂ – вращающий момент на валу (п.2.4.), Н · мм:

[τ_K ] = (20 ÷ 25) МПа;

рис. 4.5

d_k = = 46,14 мм;

Диаметр d_к округляем до целого стандартного значения d_к = 45 мм.

Диаметр вала под уплотнение, мм:

d_упл = d₁ + 2 · t; (4.127)

где: t = 2,8 – высота буртика, мм;

d_упл = 45 + 2 · 2,8 = 50,6 мм;

Диаметр d_упл округляем до целого стандартного значения d_упл = 50 мм.

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти, т.е.

d_п ≥ d_упл ;

d_п = 55 мм;

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм;

d_{δ .п.} = d_п + 3 · r; (4.128)

d_{δ .п.} = 55 + 3 · 3 = 64 мм;

Диаметр d_б.п округляем до целого стандартного значения d_{δ .п} = 64 мм.

Диаметр вала под колесом, мм:

d_{δ .п.} ≥ d_k > d_п ;

64 ≥ 60 > 55;

d_k = 60 мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса, мм:

d_{δ . k .} = d_k + 3 · f; (4.129)

где: f = 2.0 – размер фаски, мм:

d_{δ . k .} = 60 + 3 · 1,6 = 64,8 мм;

Диаметр d_{δ . k} округляем до целого стандартного значения d_{δ . k .} = 65 мм.

4.5 Выбор подшипников качения

Подшипники качения выбираются в зависимости от диаметров валов, начиная с легкой серии. Для опор валов с цилиндрическими прямозубыми колесами нужно использовать радиальные шариковые подшипники, для валов с цилиндрическими косозубыми, ко­ническими и червячными колесами и для червяка: – радиально – упорные или роликовые конические. Для выбранных подшипников из таблиц вы­писать их маркировку, наружный D и внутренний d диаметры и шири­ну В, величины статической С_or и динамической С_r грузоподъемностей.

Входной вал: подшипники радиально – упорные, однорядные, средней серии, 2шт. (табл. 4.5.1.)

Табл. 4.5.1

Промежуточный вал: подшипники радиально – упорные, однорядные, средней серии, 2шт. (табл. 4.5.2.)

Табл. 4.5.2

Выходной вал: подшипники радиальные, однорядные, легкой серии, 2шт. (табл. 4.5.3.)

Табл. 4.5.3

4.6. Конструирование зубчатых колес

Для изготовления стальных зубчатых колес рекомендуется приме­нять кованые или штампованные заготовки, имеющие более высокие ме­ханические характеристики.

Шестерни (рис. 4.6) изготавливают за одно целое с валом, если расстояние а от впадины зуба до шпоночного паза меньше 2,5m. (рис, 4.7). Если а ≥ 2,5m, то шестерня выполняется съемной.

2,5 ^. m₁ = 2,5 ^. 3,5 =8,75 мм;

2,5 ^. m₂ = 2,5 ^. 3,5 =8,75 мм;

а = ; (4.130)

Быстроходная ступень:

а = ; (4.131)

а = = 26,475 мм;

26,475 > 8,75;

Тихоходная ступень:

а = ; (4.132)

а = = 27,35 мм;

27,35 > 8,75;

рис. 4.6 рис. 4.7

Так как, расстояние а, от впадин зубьев до шпоночных пазов в быстроходной и тихоходной ступенях больше 2,5m, то шестерни на этих ступенях будут выполняться съёмными.

Размеры шестерни быстроходной и тихоходной ступеней определены ранее (п. 4.3.2; 4.4.1; 4.4.2).

На торцах зубчатого венца выполнить фаски размером f = (0,5 - 0,7)m, округлив до стандартного значения.

f₁ = 0.7m₁ (4.133)

f₁ = 0,7 ^. 3,5 = 2,45 мм; - быстроходная ступень,

f₂ = 0.7m₂ (4.134)

f₂ = 0,7 ^. 3,5 = 2,45 мм; - тихоходная ступень,

Принимаем размеры фасок равные 2,5 мм.

Конструкцию кованых зубчатых колес (рис. 4.8) применяют при наружном диаметре d_a менее 500 мм. Так как, наружный диаметр d_a , зубчатых колёс меньше 500 мм, то конструкция колёс будет кованная.

Диаметр ступицы:

d_ст = 1.6 ^. d_к ; (4.135)

где: d_к – диаметр ступени вала, предназначенной для посадки колеса (п. 4.4.1; 4.4.2), мм.

d_ст2 = 1,6 ^. 42 = 67,2 мм – быстроходная ступень;

d_ст2 = 1,6 ^. 60 = 96 мм – тихоходная ступень;

рис. 4.8

Длина ступицы l_ст , мм:

l_ст = (1.2 ÷ 1.5) d_к ; (4.136)

Если l_ст окажется меньше ширины венца колеса l_ω , то принять l_ст =l_ω :

l_ст2 = 1,5 ^. 42 = 63 мм;

l_ст4 = 1,2 ^. 60 = 72 мм;

Так как l_ст2 < l_ω2 , l_ст4 < l_ω4 , то принимаем l_ст2 = l_ω2 , l_ст4 = l_ω4 ;

l_ст2 = 78 мм, l_ст2 = 78 мм;

Толщина обода колеса δ₀ , мм:

δ₀ = (2,5 ÷ 4,0) ^. m; (4.137)

где: m – модуль передачи, мм:

Величина δ₀ должна быть не менее 8 - 10 мм.

δ₀₁ = 3,0 ^. 3,5 = 12 мм – тихоходная ступень;

δ₀₂ = 3,0 ^. 3,5 = 12 мм – быстроходная ступень;

Диаметр окружности, по которой располагаются центры отверстий D_отв , мм:

D_отв = 0,5 ^. (D₀ + d_ст ); (4.138)

где:

D₀ = d_f – 2 ^. δ₀ ; (4.139)

Быстроходная ступень:

D₀₂ = d_{f 2} – 2 ^. δ₀₂ ; (4.140)

D₀₂ = 278,05 – 2 ^. 12 = 254,05 мм;

D_отв2 = 0,5 ^. (254,05 + 67,2) = 160,63 мм;

Тихоходная ступень:

D₀₄ = d_{f 4} – 2 ^. δ₀₁ ; (4.141)

D₀₄ = 271,5 – 2 ^. 12 = 247,5 мм;

D_отв4 = 0,5 ^. (247,5 + 96) = 171,75 мм;

Диаметр отверстий d_отв , мм:

d_отв = (15 ÷ 25);

d_отв = 25 мм;

Толщина диска С, мм:

С = (0,2 ÷ 0,3) ^. b_i ; (4.142)

где: b_i – ширина венца колеса (см. п. 4.2, 4.3), мм;

Быстроходная ступень:

С₂ = 0,25 ^. b₂ (4.143)

С₂ = 0,25 ^. 78 = 19,5 мм;

Тихоходная ступень:

С₄ = 0,25 ^. b₄ (4.144)

С₄ = 0,25 ^. 78 = 19,5 мм;

4.7 Конструирование корпуса редуктора

Рис. 4.9.1.а

Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъёмным (рис. 4.9.1.а) Плоскость разъёма проходит через оси валов и делит корпус на основание (нижнюю часть) и крышку (верхнюю часть).

Толщина стенки корпуса δ_К и крышки δ_1К редуктора, мм:

где: а_ωт – межосевое расстояние тихоходной ступени, мм;

основание редуктора;

δ_К = 0,025 ^. а_ωт + 3; (4.145)

δ_К = 0,025 ^. 196 + 3 = 7,9 мм;

крышка редуктора;

δ_1К = 0,02 ^. а_ωт + 3; (4.146)

δ_1К = 0,02 ^. 196 + 3 = 6,9 мм;

Так в результате расчётов оказалось, что δ_К < 8 мм, и δ_1К < 8 мм, то принимаем, что δ_К = δ_1К = 8 мм.

Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора b, мм:

b = 1.5 ^. δ_К ; (4.147)

b = 1.5 ^. 8 = 12 мм;

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора p, мм:

p = 2.35 ^. δ_К ; (4.148)

p = 2.35 ^. 8= 18,8 мм;

Толщина фланца крышки редуктора b₁ , мм:

b₁ = 1,5 ^. δ_1К ; (4.149)

b₁ = 1,5 ^. 8 = 12 мм;

Толщина рёбер жёсткости основания m и крышки m₁ редуктора, мм:

основание редуктора;

m = (0.85 ÷ 1) ^. δ_К ; (4.150)

m = 1 ^. 8 = 8 мм;

крышка редуктора;

m₁ = (0.85 ÷ 1) ^. δ_1К ; (4.151)

m₁ = 1 ^. 8 = 8 мм;

Диаметр фундаментных болтов d₁ , мм:

d₁ = (0,03 ÷ 0,036) ^. а_ωт + 12; (4.152)

d₁ = 0,03 ^. 196 + 12 = 18,47 мм;

Полученное значение округляем до 18 мм;

Диаметр болтов у подшипников d₂ , мм:

d₂ = (0,7 ÷ 0,75) ^. d₁ ;(4.153)

d₂ = 0.75 ^. 13,85 = мм;

Полученное значение округляем до 14 мм;

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой d₃ , мм;

d₃ = (0,5 ÷ 0,6) ^. d₁ ; (4.154)

d₃ = 0,5 ^. 18 = 9 мм;

Полученное значение округляем до 10 мм;

Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку d₅ , мм;

d₅ = (0.3 ÷ 0.5) ^. d₁ ; (4.155)

d₅ = 0.4 ^. 18 = 7,39 мм;

Полученное значение округляем до 8 мм;

Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса С₁ , С₂ , С₃ , до оси болтов d₁ , d₂ , d₃ , и ширины фланцев корпуса К₁ , К₂ , К₃ , выбираются в зависимости от диаметров болтов d₁ , d₂ , d₃ . Диаметры отверстий под болты принять на 1 мм больше диаметров болтов.

С₁ = 23 мм, К₁ = 44 мм; С₂ = 19,5 мм, К₂ = 36 мм; С₃ = 10 мм, К₃ = 16 мм.

Расположение оси отверстия для болта диаметром d₂ определяется размером е (см. рис. 4.9.2.б):

е ≈ (1 ÷ 1,2) ^. d₂ ; (4.156)

е ≈ 1 ^. 14 = 14 мм;

Полученное значение округляем до целого числа: 14 мм.

При конструировании крышки определяющим размером является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник (см. рис. 4.9.2.б, в). Толщина стенки крышки δ₃ , диаметр d₄ , и число винтов крепления Z крышки к корпусу в зависимости от D.

Толщина стенки крышки δ₃ = 6 мм;

Диаметр винтов крышки под подшипник d₄ = 8 мм;

Число винтов крепления Z = 4 шт.

б в

Рис. 4.9.2.б, в.

Толщина фланца крышки δ₄ , мм:

δ₄ = 1,2 ^. δ₃ ; (4.157)

δ₄ = 1,2 ^. 6 = 7,2 мм;

Толщина ножки крышки δ₅ , мм;

δ₅ = (0,9 ÷ 1,0) ^. δ₃ ; (4.158)

δ₅ = 1,0 ^. 6 = 6 мм;

Длинна ножки крышки l, мм;

l = (1,2 ÷ 2,0) ^. δ₃ ; (4.159)

l = 1,5 ^. 6 = 9 мм;

Диаметр окружности, по которой располагаются оси винтов крепления крышки D_В , мм:

D_В = D + 2C₄ ; (4.160)

где: С₄ ≈ d₄ ;

D_В1 = 80 + 2 8 = 96 мм;

D_В2 = 80 + 2 8 = 96 мм;

Диаметр фланца крышки D_Ф , мм:

D_Ф = D + (4 ÷ 4,4) ^. d₄ ; (4.161)

D_Ф1 = 80 + 4 ^. 8 = 112 мм;

D_Ф2 = 80 + 4 ^. 8 = 112 мм;

Диаметр гнезда D_К , мм:

D_К = D_Ф + (2 ÷ 5); (4.162)

D_К1 = 112 + 4 = 116 мм;

D_К2 = 112 + 4 = 116 мм;

Рис. 4.9.3. г

Промежуточная опора (см. рис. 4.9.3 г) сооснорасположенных валов находится внутри корпуса редуктора. В отверстии опоры располагаются подшипники входного и выходного валов, имеющие разные наружные диаметры D₁ и D₃ . Расточку отверстия выполняют со сквозным диаметром D₃ . Для установки подшипника с меньшим диаметром D₁ применяют кольцо (см. рис. 4.9.3 д). Кольцо фиксируется кольцевым выступом на наружной поверхности, входящим в канавку разъемного корпуса.

Рис. 4.9.3. д, е, ж.

Подшипники доводятся до упора в торцовые поверхности кольца. Формы канавок, выполняемых в кольце, показаны на рис. 4.9.3 е, ж, их размеры приведены в табл. 4.4.

Таблица 4.4

Размеры канавок, мм

4.8. Компоновочная схема редуктора

Компоновочную схему редуктора выполнять на миллиметровой бумаге формата AI в масштабе 1:1 тонкими линиями (приложение 1), чтобы при необходимости можно было произвести необходимые изменения.

При выполнении компоновочной схемы размеры принимать из таблицы 4.5

Таблица 4.5

Размеры к компоновочной схеме редуктора

4.9 Расчёт валов на совместное действие изгиба и кручения

Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплениях передач, и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчётов принять, что силы являются сосредоточенными, приложены в серединах венцов зубчатых колёс и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчёте их раскладывают на составляющие, действующие вдоль координатных осей. Схема редуктора и усилий, действующих в передачах, приведена на рис. 4.11.

Рис. 4.11

Усилие действующие в передачах:

Окружные:

F_{t 1} = ; (4.163)

F_{t 1} = = 1,57 кН;

F_{t 2} = ; (4.164)

F_{t 2} = = 1,46 кН;

F_{t 3} = ; (4.165)

F_{t 3} = = 8,77 кН;

F_{t 4} = ; (4.166)

F_{t 4} = = 3,51 кН;

Радиальные:

F_{r 1} = F_{t 1} ^. ; (4.167)

F_r1 = 1,57 ^. = 0,59 кН;

F_r2 = F_t2 ^. ; (4.168)

F_r2 = 1,46 ^. = 0,55 кН;

F_r3 = F_t3 ^. tgα ; (4.169)

F_r3 = 8,77 ^. 0,36 = 3,19 кН;

F_r4 = F_t4 ^. tgα ; (4.170)

F_r4 = 3,51 ^. 0,36 = 1,28 кН;

Осевые:

F_a1 = F_t1 ^. tgβ ; (4.171)

F_a1 = 1,57 ^. tg15.22 = 0,43 кН;

F_a2 = F_t2 ^. tgβ ; (4.172)

F_a2 = 1.46 ^. tg15.22 = 0,40 кН;

F_a3 = 0;

F_a4 = 0;

где: α = 20 ⁰ , β – угол наклона линии зуба.

Последовательность расчета рассмотрим на примере промежуточного вала, подвергающегося действию наибольшего числа сил.

Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z (рис. 4.12):

Σ M_a = 0; F_t2 ^. l₁ – F_t3 ^. (l₁ + l₂ ) + R_∆V ^. (l₁ + l₂ + l₃ ) = 0; (4.173)

R_∆V = ; (4.174)

R_∆V = = 6,49 кН;

Σ M_∆ = 0; F_t3 ^. l₃ – F_t2 ^. (l₂ + l₃ ) + R_AV ^. (l₁ + l₂ + l₃ ) = 0; (4.175)

R_AV =; (4.176)

R_AV = = 1,1 кН;

Реакции в опорах вала от сил, действующих в плоскости XOY вдоль осей X и Y:

Σ M_А = 0; F_r2 ^. l₁ – F_a2 ^. + F_r3 ^. (l₁ + l₂ ) - R_∆H ^. (l₁ + l₂ + l₃ ) = 0; (4.177)

R_∆H = ; (4.178)

R_∆H = = 2,39 кН;

Σ M _∆ = 0;

- F_r3 ^. l₃ – F_r2 ^. (l₂ + l₃ ) – F_a2 ^. + R_AH ^. (l₁ + l₂ + l₃ ) = 0; (4.179)

R_{А H} = ; (4.180)

R_AH = = 1,35 кН;

Суммарные реакции:

R_A = ; (4.181)

R_A = = 1,75 кН;

R_∆ = ; (4.182)

R_∆ = = 6,91 кН;

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскостях XOZ;

участок вала АВ:

М_И = R_AV ^. X; (4.183)

x = 0; M_AV = R_AV ^. 0 = 0 Н ^. мм;

x = l₁ ; M_BV = R_AV ^. l₁ ; (4.184)

M_BV = 1,1 ^. 59,5 = 65,65 Н ^. мм;

участок вала ВС:

М_И =R_AV X – F_t2 ^. (x – l₁ ); (4.185)

x = l₁ ; M_BV = R_AV ^. l₁ – F_t2 ^. (l₁ – l₁ ) = R_AV ^. l_1; (4.186)

M_BV = 1,1 ^. 59,5 = 65,65 Н ^. мм;

x = l₁ + l₂ ; M_CV = R_AV ^. (l₁ + l₂ ) – F_t2 ^. l₂ ; (4.187)

M_CV = 1,1 ^. (59,5 + 148) – 1,46 ^. 148 = 12,57 Н ^. мм;

участок вала CD:

M_И = R_AV ^. X – F_t2 ^. (x – l₁ ) + F_t3 ^. (x – l₁ – l₂ ); (4.188)

x = l₁ + l₂ ; M_CV = R_AV ^. (l₁ + l₂ ) – F_{t 2} ^. l₂ ; (4.189)

M_CV = 1,1 ^. (59,5 + 148) –1,46^. 148 = 12,57 Н ^. мм;

x = l₁ + l₂ + l₃ ;

M_∆V = R_AV ^. (l₁ + l₂ + l₃ ) – F_t2 ^. (l₂ + l₃ ) + F_t3 ^. l₃ ; (4.190)

M_∆V = 1,1^. (59,5 + 148 + 59,5) – 1,46 ^. (148 + 59,5) + 8,77 ^. 59,5 = 512,9 Н^. мм;

Изгибающие моменты и эпюры, обусловлены силами, действующими в плоскости XOY:

участок вала АВ:

М_И =R_AH ^. X; x = 0; M_AH = R_AH ^. 0 = 0 Н ^. мм;

x = l₁ ; M^’ _BH = R_AH ^. l₁ ; (4.191)

M_BH = 1,35 ^. 59,5 = 80,53 Н ^. мм;

участок вала ВС:

М_И =R_AH X – F_r2 (x – l₁ ) – F_a2 ^. ; (4.192)

x = l₁ ; M^” _BH = R_AH ^. l₁ – 0 – F_a2 ^. ; (4.193)

M^” _BH = 1,35 ^. 59,5 – 0 – 0,4 ^. = 23,48 Н ^. мм;

x = l₁ + l₂ ; M_CH = R_AH ^. (l₁ + l₂ ) – F_r2 ^. l₂ – F_a2 ^. ; (4.194)

M_CH = 1,35 ^. (59,5 + 148) – 0,55 ^. 148 – 0,4 ^. = 142,16 Н ^. мм

участок вала CD:

M_И = R_AH ^. X – F_r2 ^. (x – l₁ ) – F_a2 ^. - F_r3 ^. (x – l₁ – l₂ ); (4.195)

x = l₁ + l₂ ; M_CH = R_AH ^. (l₁ + l₂ ) – F_r2 ^. l₂ – F_a2 ^. ; (4.196)

M_CH = 1,35 ^. (59,5 + 148) – 0,55 ^. 148 – 0,4 ^. = 142,16 Н ^. мм;

x = l₁ + l₂ + l₃ ;

M_{∆ H} = R_AH ^. (l₁ + l₂ + l₃ ) – F_r2 ^. (l₂ + l₃ ) – F_a2 ^. - F_r3 ^. l₃ ; (4.197)

M_{∆ H} = 1,35 ^. (59,5 + 148 + 59,5) – 0,55 ^. (148 + 59,5) – 0,4 ^.

- 3,19 ^. 59,5 = 0 Н ^. мм;

По найденным значениям изгибающих моментов строятся эпюры (см. рис. 4.12)

Рис. 4.12

Суммарные изгибающие моменты:

M_B = ; (4.198)

M_B = = 103,9 Н ^. мм;

M_C = ; (4.199)

M_C = = 142,78 Н ^. мм;

Эквивалентный момент по третьей теории прочности:

M_C > M_B : следовательно – M_ЭКВ = ; (4.200)

M_ЭКВ = = 253,63 Н ^. мм;

Диаметр вала в опасном сечении:

d = ; (4.201)

d = = 3,48 мм;

Допускаемое напряжение [σ_И ] выбирают невысоким, чтобы валы имели достаточную жесткость, обеспечивающую нормальную работу зацепления и подшипников. Валы рекомендуется изготавливать из сталей 35, 40, 45, Ст 5, Ст 6, для которых [σ_И ] = (50 – 60) МПа.

Вычисленное значение диаметра вала d в опасном сечении сравнить с диаметром d_K под колесом, найденным при ориентировочном расчете (п. 4.4.2.). Должно выполняться условие: d_K ≥ d. При невыполнении этого условия следует принять d_K = d и вновь определить размеры вала (п. 4.4.2.).

условие:

d_K ≥ d,

где: d_K = 35 мм,

35 > 3,48.

Условие выполняется.

4.10 Расчет подшипников качения

В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n ≤ 10 об/мин критерием является остаточная деформация, и расчет выполняют по статической грузоподъемности C_or ; при n > 10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения и расчет выполняют по динамической грузоподъемности C_r . Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (C_тр ≤ С_r ) или долговечностей (L_{10 h} ≥ [L_{10 h} ]).

Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере промежуточного вала:

Частота вращения n₂ = 239,5 об/мин;

Базовая долговечность подшипника [L_{10 h} ] = 20000 ч;

Диметр посадочных поверхностей вала d_п = 35 мм;

Действующие силы:

радиальные:

F_{r 1} = R_A = 0,59 кH; и F_{r 2} = R_Д = 0,55кН;

осевая:

F_a = 0,43 кН;

Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки, выбираем радиально – упорный шариковый подшипник 46307, для которого величины статической и динамической грузоподъемностей:

С_or = 24,7 кН; C_r = 42,6 кН;

Схема установки подшипников и действующих сил представлена на рис. 4.13:

Рис. 4.13

Выбираем значения коэффициентов равными: X = 0,41; Y = 0,87; e = 0,68.

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

S₁ = e · F_r1 ; (4.204)

S₁ = 0,68 · 590 = 401,2 Н;

S₂ = e · F_r2 ; (4.205)

S₂ = 0,68· 550 = 374 Н;

Суммарные осевые нагрузки на подшипник:

т.к. S₁ > S₂ , F_a >0, то

F_a1 = S₁ = 401,2 H; F_a2 = S₁ + F_a = 401,2 + 430 = 831,2 Н;

Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение:

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры:

P₂ = (V · X · F_r2 + Y · F_a2 ) · K_δ · K_T ; (4.206)

где: K_δ = 1,3 – коэффициент безопасности;

K_T = 1 – температурный коэффициент;

P₂ = (1·0,41·550 + 0,87·831,2) ·1, 3 ·1 = 1233,23 Н;

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры:

P₁ = (V·X·F_r1 + Y·F_a1 ) ·K_δ ·K_T ; (4.207)

P₂ = (1·0, 41·590 + 0, 87·401,2) ·1, 3 ·1 = 768, 22 Н;

Для более нагруженной опоры (правой) определяем долговечность выбранного подшипника 46307:

L_{10 h} = ; (4.208)

L_{10 h} =;

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность L_{10 h} больше базовой [L_{10 h} ] (2908990 > 20000), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

4.11. Проверка прочности шпоночных соединений

Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их от проворачивания призматическими шпонками (рис. 4.14.). Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.

Рис. 4.14

Рабочая длина шпонки (рис. 4.15.):

Рис. 4.15

l_P = l_ст – b – (5-10); (4.209)

где: l_ст – длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты, мм;

в – ширина шпонки, мм;

Входной вал:

Шкив: сечение шпонки:

b = 8 мм; h = 7 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 4,0 мм; ступицы: t₂ = 3,3 мм;

Шестерня: сечение шпонки:

b = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5,0 мм; ступицы: t₂ = 3,3 мм;

Промежуточный вал:

Шестерня: сечение шпонки:

в = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5 мм; ступицы: t₂ = 3,3 мм;

Колесо: сечение шпонки:

в = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5 мм; ступицы: t₂ = 3,3 мм;

Выходной вал:

Колесо: сечение шпонки:

в = 18 мм; h = 11 мм;

Глубина паза: вала: t₁ = 7,0 мм; ступицы: t₂ = 4,4 мм;

Муфта: сечение шпонки:

в = 14 мм; h = 9 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5,5 мм; ступицы: t₂ = 3,8 мм;

l_{P шкив.} = 56 – 8 – 8 = 40 мм;

l_шкив. = 40 мм;

l_{P шест. Б} = 82 – 12 – 10 = 60 мм;

l_{шест. Б} = 60 мм;

l_{P колеса. Б} = 78 – 12 – 6 = 60 мм;

l_{колеса. Б} = 60 мм;

l_{P шест. Т} = 82 – 12 – 10 = 60 мм;

l_{шест. Т} = 60 мм;

l_{P колеса. Т} = 78 – 18 – 10 = 50 мм;

l_{колеса. Т} = 50 мм;

Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжениям смятия:

σ_см = ; (4.210)

где: Т_i – вращающий момент на валу, Н · мм;

Z – число шпонок;

l_P – рабочая длина шпонки, мм;

d_i – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина паза вала, мм;

σ_см , [σ_см ] – рабочее и допускаемое напряжение сжатия, МПа;

σ_см1 = (4.211)

σ_см1 = МПа;

σ_см1 < [σ_см ]

σ_см2 = (4.212)

σ_см2 = МПа;

σ_см2 < [σ_см ]

σ_см3 = (4.213)

σ_см3 = МПа;

σ_см3 < [σ_см ]

σ_см4 = (4.214)

σ_см4 = МПа;

σ_см4 < [σ_см ]

σ_см5 = (4.215)

σ_см5 = МПа;

σ_см5 < [σ_см ]

4.12. Выбор и расчет муфт

Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения в зависимости от расчетного вращающего момента Т_р и диаметров соединяемых валов.

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины.

Расчетный вращающий момент, Н·м:

Т_р = К_р · Т_ПВ ; (4.216)

где: К_р = 1,5 – коэффициент режима работы для привода от электродвигателя;

Т_ПВ – момент на приводном валу машины, Н·м;

Т_р = 1,5 · 490,99 = 736,5 Н·м;

4.12.1 Расчет фланцевой муфты

Пальцы муфты проверяют на изгиб по сечению А-А (рис. 4.16).

Рис. 4.16

Условие прочности пальца на изгиб:

σ_Н = ; (4.217)

где: Т_р – расчетный вращающий момент, Н ·мм;

l_П – длина пальца, мм;

D₀ – диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев, мм;

z – число пальцев;

d_П – диаметр пальца, мм;

[σ_Н ] = 90 МПа – допускаемое напряжение на изгиб для пальцев;

σ_Н = МПа;

47,36<90.

Условие прочности пальцев выполняется.

Резиновая втулка проверяется на смятие:

σ_СМ = ; (4.218)

σ_СМ = ;

4.13. Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников

Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки, однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала). Поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендаций теории смазывания.

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора χ_З.П. :

χ_З.П = ; (4.219)

где: Н_HV – твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев шестерни, МПа;

σ_Н – рабочее контактное напряжение, МПа;

V – окружная скорость в зацеплении, м/с;

Н_{HV 1} = 322 МПа; σ_Н1 = 344,36 МПа; V = 1,404 м/с;

χ_З.П = ;

Н_{HV 2} = 322 МПа; σ_Н2 = 209,2 МПа; V = 3,56 м/с;

χ_З.П = ;

ν_Т = 130 · 10⁶ м² /с;

ν_Б = 55 · 10⁶ м² /с;

ν_ср =; (4.220)

ν_ср = м² /с;

Вязкость масла n, соответствующая значению коэффициента , определяется из графика (рис. 4.17).

Рис. 4.17

Марка масла выбирается по среднему значению вязкости из прил., табл. П. 19; [9, табл. 19.1].

По полученному значению средней вязкости подбираем масло:

Индустриальное (ГОСТ 20799 – 88):

И – 100А.

4.14. Рекомендуемые посадки деталей

4.14.1 Посадки ступиц зубчатых колес на валы:

прямозубое колесо со шпонкой – Н7/р6;

косозубое колесо со шпонкой – Н7/r6, Н7/s6.

4.14.2 Посадка шкива ременной передачи на вал:

шкив со шпонкой при умеренных толчках нагрузки – Н7/m6, Н7/n6.

4.14.3 Посадки подшипников качения на вал:

посадка в корпус – Н7/l0;

посадка на вал – l0/к6.

4.14.4 Посадка крышек подшипников в корпус:

крышка глухая – Н7/d11;

крышка проходная -H7/h8.

4.14.5 Посадка разделительных колеи на вал - D 9/к6.

За ключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 4А132 М6, определены передаточные отношения ременной и зубчатой передач U_р = 1,5, U_Б = 2,44, U_Т = 2,7, мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора n₁ =646,7, n₂ =239,5, n₃ =98,2, n_пв =98,2, Р₁ =5,6 кВт, Р₂ =5,3 кВт, Р₃ =5,1 кВт, Т₁ =82,54 Н∙м, Т₂ =209,66 Н∙м, Т₃ =490,99 Н∙м, Т_пв =490,99 Н∙м.

Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи 2058 ч.

Используя недорогие, но достаточно прочные стали 45Х, 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.

Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора, с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность 2908990 ч.

Для соединения редуктора с приёмным валом машины из стандартов выбрана муфта, и её отдельные элементы проверены на прочность.

Расчетным путём определена марка масла И-100А для зубчатых колес и подшипников, установлен уровень масла 2,5 литра.

По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей. Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца.

Полученные навыки проектирования могут быть использованы при выполнении проектно-конструкторских работ по специальным дисциплинам.

Библиографический список

1. Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным редуктором. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине “Детали машин и основы конструирования” / Здор Г. П. Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2000. 68 с.

2. Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 5-е, перераб. и доп. М.: Высшая школа, 1988.447с.

3. Проектирование механических передач: Учеб. Пособие для не машиностроительных вузов / С.А. Чернышевский, Г. М. Цикович, В. А. Киселев и др. 4-е изд. Перераб. М.: Машиностроение, 1976. 608 с.

4. Здор Г. П. Расчет ременных передач: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» / Г. П. Здор, А. В. Бородин / Омская гос. акад. путей сообщения. Омск, 1997. 22с.

5. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для машиностр. специальностей вузов. 4-е изд., перераб. / М. Н. Иванов. М.: Высшая школа, 1984. 336 с.

6. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие / Под ред. С. А. Чернавского. 5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1988. 560 с.

7. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / В. Н. Кудрявцев, Ю. А. Державец, И. И. Арефьев и др.; Под ред. В. Н. Кудрявцева. Л.: Машиностроение, 1984. 400 с.

8. Гжиров Р. И. Краткий справочник конструктора / Р. И. Гжиров. М.: Машиностроение, 1984. 464 с.

9. Кудрявцев В. Н. Детали машин / В. Н. Кудрявцев. Л.: Машиностроение, 1980. 464 с.