Кинематический расчет двигателя

b^* - не менее 3,3 мм;

 h - не менее 8,7 мм;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

10

 

 

 е = 15 мм;

 f = 10 мм;

 r = 1 мм;

b₁=13,l мм при α=34°

b₂=13,3 мм при α=38°

Глубина канавок  в шкивах:

h₁ = h + d = 8,7+3,3=12 мм

Ширина шкива  для передачи:

М = (К - l) ∙ e + 2 ∙ f = (2-1) ∙ 15+ 2 ∙ 10 = 35 мм

Принимаем М  = 35 мм.

Толщина обода  чугунных шкивов:

t_чуг = (0,65...0,75) ∙ е = (0,65...0,75) ∙ 15 = 9,75…11,25 мм

Принимаем t_чуг = 10 мм

Наружный  диаметр обода шкивов:

d_ai = d_p + 2 ∙ b^*

d_aэл  = 100 + 2 ∙ 3,3 = 106,6 мм

Принимаем d_aэл = 107 мм

d_aред = 290 + 2 ∙ 3,3 = 296,6 мм

Принимаем d_aред = 297 мм

Внутренний  диаметр обода шкивов:

d_вн=d_a - 2 ∙ (h₁ + t)

d_внэл = 107 - 2 ∙ (12 + 10)=63 мм

Принимаем d_внэл = 63 мм

d_внред =297 -2 ∙ (12 + 10) = 253 мм

Принимаем d_внред = 253 мм

Толщина диска:

С = (1,2... 1,3) ∙ t 8 мм

С = (1,2...1,3) ∙ 10 = 12...13 мм

С учетом большой  ширины шкива принимаем С = 13 мм

Диаметр ступицы  шкивов:

d_ст1=1,6 ∙ d₁ + l0

где d₁ = d_эл = 28 мм

Диаметр вала редуктора:

 

Принимаем по конструктивным соображениям d₂ =20 мм.

Тогда диаметр  ступицы шкивов:

d_ст1 =1,6 ∙ d₁ + 10 = 1,6 ∙ 28 + 10 = 55 мм

d_ст2 =1,6 ∙ d₂ + 10 = 1,6 ∙ 20 + 10 = 42 мм

Длина ступицы:

l_ст1 = (1,2 - 1,5) ∙ d₁ = (1,2...1,5) ∙ 28 = 34...42 мм

l_ст2 = (1,2 - 1,5) ∙ d₂ = (1,2...1,5) ∙ 20 = 24...30 мм

Принимаем длину  ступицы l_ст1 =60 мм, так как длина выходного конца вала двигателя l = 60 мм.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

11

 

 

Принимаем длину  ступицы l_ст2 = 50 мм

Радиусы сопряжений

 

Размер фасок:

                         С₁ = 1 х 45° входной вал редуктора

  С₂ = 1 х 45° входной вал электродвигателя.

Литейные  уклоны по ГОСТ 3212-82.

Для снижения массы шкивов и удобства транспортировки  в дисках выполняют 4 отверстий диаметром  d_отв = 20мм. Диаметр окружности, на котором выполнены отверстия, принимаем по конструктивным соображениям равным 160 мм.

Для передачи вращающего момента от шкива на ведущий  вал редуктора устанавливаем  шпоночное соединение.

Принимаем шпонку 8x7x40 ГОСТ 23360-78 при стандартной глубине паза ступицы 3,3 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

12

 

 

 

 

 

 

 

 

3 РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

3.1 Выбор термообработки и материала  колес.

В производстве с целью  снижения габаритов и повышения  несущей способности передач  целесообразно иметь высокую  твердость активных поверхностей зубьев.

Для изготовления колес  редуктора выбираем сталь 40ХН как  наиболее распространенную в общем  редукторостроении.

Термообработка - улучшение  плюс закалка ТВЧ.

Назначаем твердость зубьев колес редуктора. Поверхность зубьев имеет твердость 48.. .53 HRC, в середине 269...302 НВ.

Предел прочности σ_в=920 МПа

Предел текучести σ_т=750 МПа

 

3.2 Определение допускаемых напряжений

 

Допускаемые контактные напряжения для пар зацеплений определяются по формуле:

 

где - предел выносливости по контактным напряжениям, МПа;

            K_HL - коэффициент долговечности;

              S_H -коэффициент безопасности.

Для всех колес:

 

Для шестерен первой и  второй ступени:

 

Для колес первой и второй ступени:

 

По той же таблице коэффициент безопасности S_H =1,2

Коэффициент выносливости:

 

где N_HO - базовое число циклов нагружения;

         N_HE - эквивалентное число циклов нагружения.

Базовое число  циклов при расчете на контактную выносливость

N_HO  = 30 · (10HRC)²⁴

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

13

 

Для шестерни

N_HO1 = 30 · (l0 · 50) ^2,4 = 90 · 10⁶ ц < 120 · 10⁶ ц

Для колеса

N_HO2 = 30 · (l0 · 50) ^2,4 = 90 · 10⁶ ц < 120 · 10⁶ ц

Принимаем N_HO = 90 · 10⁶ ц.

Суммарное число циклов нагружения

N_Σ = 60 · n · t

где n - частота вращения рассматриваемого колеса, мин^-1;

       t - расчетный ресурс работы редуктора, час.

Расчетный ресурс работы редуктора:

t = L · 300 · 8 · C

где L = 2 года - срок службы редуктора;

300 - число рабочих дней;

С = 2 - число смен;

8 - продолжительность рабочей смены в часах.

Режим нагрузки С - средний К_НЕ = 0,5

Тогда

t = 2 · 300 · 8 · 2 = 9600 часов

N_Σ3 = 60 · 317,2 · 9600 = 183·10⁶ ц

Для шестерни первой ступени  эквивалентное число циклов

 

Для колеса первой ступени  и для шестерни второй ступени:

 

Для колеса второй ступени:

 

Коэффициенты выносливости:

 
 
 Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

14

       Принимаем для обоих ступеней редуктора колеса с прямыми зубьями. Применение колес с такими зубьями обеспечивает высокую несущую способность.

 

 

За расчетные допускаемые  напряжения для цилиндрических колес  принимают при Н>350НВ:

[σ_H]_P = [σ_H]_min

Определяем расчетные  допускаемые напряжения для первой ступени. Допускаемые контактные напряжения для первой ступени:

для шестерни

 

для колеса

 

Принимаем за расчетные  допускаемые напряжения.

 

Допустимые контактные напряжения для второй ступени:

для шестерни

 

для колеса

 

Принимаем за допустимые значения второй ступени.

 

Допускаемые изгибные напряжения для пар зацеплений определяются по формуле:

 

где - коэффициент выносливости при изгибе, МПа;

       - коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки и коэффициент долговечности при изгибе;

S_F - коэффициент безопасности при изгибе.

Для всех колес

 

Для реверсивных передач :

K_FC =0,7

Коэффициент K_FL определяем по формуле:

 

Здесь - базовое число циклов нагружения при изгибе;

 – эквивалентное число циклов нагружения при изгибе. Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

15

 

Для всех марок  сталей N_FO = 4 · 10^б циклов K_FE =0,1

 

Для шестерни первой ступени:

 

Для колеса первой ступени  и шестерни второй ступени:

 

Для колеса второй ступени:

 

Для шестерни первой ступени:

 

 

 

Допускаемые напряжения:

 

 

 

 

 

3.3 Проектировочный расчет  быстроходной ступени редуктора.

 

Предварительное значение межцентрового расстояния:

для прямозубой передачи:

где Т₃ =136,6 Нм - номинальный крутящий момент на валу колеса;Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

16

 

 

u_б = 4,4 - передаточное число;

ψ_ba = 0,4 - коэффициент ширины колеса при симметричном расположении зубчатой цилиндрической передачи относительно опор.

Для неприрабатывающихся зубьев цилиндрических зубчатых колес:

 

 

Принимаем для раздвоенной  схемы редуктора

 

тогда

 

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего значения из ряда R_a40 по ГОСТ 6636-69

 

Рабочая ширина колеса при  ψ_ba = 0,4

b₄ = ψ_ba · a_ω = 0,4 · 75,6 = 30,2 мм

Полученное значение округляем по ГОСТ 6636-69 и принимаем

b₄ = 40 мм

Рабочая ширина шестерни

b₃ = b₄ + (2…6) = 40 + 5 = 45

Ориентировочное значение модуля:

m = (0,01…0,02) a_ω = (0,01…0,02) · 80 = 0,8…1,6

Так как применять  модули меньше 1,5 мм на основании не рекомендуется, применяем модуль по ГОСТ 9563-80.

m_n = 1,5 мм

Для прямозубых зубчатых колес угол наклона зубьев принимают  β=0.

Суммарное число зубьев передачи

 

Принимаем

 

Число зубьев ведущего колеса.

 Предварительное  число зубьев шестерни.

 

где Z_min = 17 - минимальное число зубьев прямозубого колеса

Тогда 

Принимаем число зубьев шестерни

Z₃ = 19

Число зубьев колеса

 Z₄ = Z_Σ - Z₃ = 101 – 19 = 82

Фактическое значение передаточного числа

Отклонение от стандартного значения [Δu] = 4% Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

17

 

 

 

3.4 Проверочный расчет быстроходной ступени на выносливость при изгибе.

 

Предотвращение усталостного излома гарантируется с заданной степенью вероятности при сопоставлении  расчетного напряжения на переходной поверхности зуба с допускаемым  напряжением.

Условие выносливости при изгибе для прямозубых колес:

 

Определяем коэффициент  нагрузки

K_F = K_Fβ · K_FV

где K_Fβ - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;

      K_FV - коэффициент динамической нагрузки.

Окружная скорость в зацеплении

 

где делительный диаметр  колеса:

 

Так как твердость  рабочих поверхностей зубьев колес  быстроходной ступени Н >350 НВ, то зубчатые колеса считаются не прирабатывающимися.

При переменной нагрузке

 

Коэффициент начальной  концентрации в зависимости от и расположения колеса относительно опор вала

 

Тогда принимаем:

= 1,6

= 1,6

Значение коэффициента динамики выбираем принимая 8 степень точности колес

V_m = 0,46

Тогда

K_FV = 1,06

Коэффициент нагрузкиИзм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

18

 

 

K_F = 0,46 · 1,06 = 0,5 

Коэффициент, учитывающий  форму зуба:

Приведенное число  зубьев

 

Y_F4 = 3,6

Напряжение в опасном  сечении зуба колеса

 

Условие прочности  выполняется

σ_F4 = 69,5 МПа < [σ_F]₄ = 220 МПа

Проверка на выносливость при изгибе зубьев шестерни

 

Значение коэффициента, учитывающего форму зуба принимаем для числа зубьев шестерни по табл. 3.4

 

Y_F3 = 4,07

Тогда

 

Условие прочности  выполняется

σ_F3 = 78,6 МПа < [σ_F]₄ = 220 МПа

 

3.5 Основные размеры зубчатого зацепления.

Диаметры делительных  окружностей:

 

Проверка

 

Равенство выполняется.

Диаметры окружности вершин:

d_a3 = d₃ + 2 · m_n = 28 + 2 · 1,5 = 31 мм

 d_a4 = d₄ + 2 · m_n = 123 + 2 · 1,5 = 126 мм

Диаметры окружностей  впадин:

d_ƒ3 = d₃ – 2,5 · m_n = 28 – 2,5 · 1,5 = 24 мм

d_ƒ4 = d₄ – 2,5 · m_n = 123 – 2,5 · 1,5 = 119,3 ммИзм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

19

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 

 

3.6 Силы, действующие в зацеплении.

Для прямозубой передачи:

Окружная сила

 

Радиальная сила

 

Осевая сила

F₀ = F_t · tgβ = 2221 · tg0 = 0 Н

 

3.7 Проектировочный расчет тихоходной ступени редуктора.

Предварительное значение межцентрового расстояния для прямозубых колес определяем по формуле:

 

где расчетный номинальный  крутящий момент на валу колеса;

T_p = 0,5 · T₄ = 0,5 ·482,3 =241,15 Нм

= 3,6 - передаточное число;

К_н = 1,2 - коэффициент нагрузки для раздвоенной зубчатой передачи;

= 0,4 - коэффициент ширины колеса.

Тогда  

Принимаем

 

Рабочая ширина колеса:

 

Принимаем по ГОСТ 6636-69 и принимаем