Попередні основні розміри колеса

Ділільний діаметр

Для швидкохідної передачі

326.48 мм;

Для тихохідної передачі:

d₂ = 2 ∙ 280 ∙ 4.73 / (4.73 + 1) = 462.27 мм

Ширина

Ширина для швидхоідної передачі

60 мм.

Ширина для тихохідної передачі

b₂ = 0.31 ∙ 280 = 87 мм.

Модуль передачі

Максимально допустимий модуль m_max, мм, визначають з умови непідрізання зубів біля основи[1, стор. 20]

Для швидкохідної передачі

Для тихохідної передачі

m_max ≈ 2 ∙ 280 / [17(5 + 1)] = 5.75 мм.

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

где K_m = 3,4 ∙ 10³ для прямозубих

Швидкохідна передача

K_F = K_Fν = 1.03

m_min = 0.75 мм.

Тихохідна передача

Приймаємо із стандартного ряду m = 1.75 мм.

K_F = K_Fν = 1.01; m_min = 1.58 мм.

Приймаємо зі стандартного ряду m = 3.0 мм.

Сумарне число зубів і кут нахилу

Мінімальний кут нахилу зубів косозубих коліс [1, стр. 21]

Зачеплення:

= 6.7^o

Сумарне число зубів

Для швидкохідної

= 215.66.

Для тихохідної

= =185

Число зубів шестерні і колеса

Число зубів шестерні

Для швидкохідної

z₁ = ≥ = 30.28.

Для тихохідної

z₁ = 185 / (5 + 1) = 32.29.

Число зубів колеса зовнішнього зачеплення z₂ = z_s - z₁.

Для швидкохідної

z₂ = 215 - 30 = 185.

Для тихохідної

z₂ = 185 - 32 = 153.

 

Фактичне передавальне число

Для швидкохідної

u_ф = = = 6.17.

Для тихохідної

u_ф = z₂/z₁ = = 4.78.

Для швидкохідної

Δ = = 3 %.

Для тихохідної

Діаметри коліс

Рис. 2 [1, рис. 2.5, стор. 22] Рис. 3 [1, рис. 2.6, стор. 22]

 

Швидкохідні

d₁ = = 53.02 мм;

d₂ = 2 ∙ 190 - 53.02 = 326.98 мм.

Тихохідні

d₁ = = 96.86 мм;

d₂ = 2 ∙ 280 - 96.86 = 463.14 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;

Швидкохідної передачі

a = 0.5 ∙ 1.75 ∙ (185+30) = 188.13 мм;

y =- = -1.07;

d_a1 = 53.02 + 2 ∙ [1-(-1.07)] ∙ 1.75 = 60.27 мм;

d_f1 = 53.02 - 2 ∙ 1,25 ∙ 1.75 = 48.65 мм;

d_a2 = 326.98 + 2 ∙ [1-(-1.07)] ∙ 1.75 = 334.23 мм;

d_f2 = 326.98 - 2 ∙ 1,25 ∙ 1.75 = 322.61 мм;

Тихохідної передачі

a = 0.5 ∙ 3.0 ∙ (153+32) = 277.5 мм;

y = -(280 - 277.5)/3.0 = -0.83;

d_a1 = 96.86 + 2 ∙ [1-(-0.83)] ∙ 3.0 = 107.84 мм;

d_f1 = 96.86 - 2 ∙ 1,25 ∙ 3.0 = 89.36 мм;

d_a2 = 463.14 + 2 ∙ [1-(-0.83)] ∙ 3.0 = 474.12 мм;

d_f2 = 463.14 - 2 ∙ 1,25 ∙ 3.0 = 455.64 мм;

 

Проектні розрахунки валів

Обчислювані значення діаметрів округляють в найближчу сторону до стандартних для швидкохідного (вхідного) валу:

для проміжного:

для тихохідного (вихідного):

d_вых = 61.6 мм;

Рис. 6 [1, рис. 3.1(в), стор. 43]

Приймаємо діаметри і довжини кінців згідно з (табл. 24.28 [1])

d_вх = 20 мм; d_вых = 60 мм.

Приймаємо посадочні місця під підшипники кулькові радіальні однорядні

d_{П вх} = 30 мм; d_{П пр} = 40 мм; d_{П вых} = 70 мм.

Діаметри безконтактних поверхонь:

d_{БП вх} = 30 + 3∙1.5 = 34.5 мм;

d_{БП пр} = 40 + 3∙3 = 49 мм;

d_{БП вых} = 70 + 3∙3.5 = 80.5 мм.

Приймаємо діаметр тихохідного вала для установки зубчастого колеса:

d_{К вых} = 82.5 мм.

Вибір муфт.

Вхідний вал редуктора приводиться до руху пружної пальцевої муфти (МУВП). Підбір муфти здійснюється по величині крутного моменту Н ∙ м.

Т = 136.7 Н ∙ м.

Підбір втулочно-пальцевих муфт по номінальнім параметрам електродвигун, обираємо МУВП-250, муфта пружньо втулочно-пальцева з номінальнім крутним моментом 250 Н·м, діаметром посадкового відчини d = 36 мм

Муфта пружньо втулочно-пальцева 250-40-1 УЗ ГОСТ 21424-93

Підбір шпонкових з'єднань

Підбір шпонок для з'єднання зубчастого колеса і проміжного вала

Для передачі обертального моменту найчастіше застосовують призматичні і сегментні шпонки. [1, стор. 77]

Рис. 7 [1, рис. 6.1, стор. 77]

Призначаємо в якості з'єднання призматичну шпонку з округленими кінцями.

Шпонки призматичні

При діаметрі вала 46.3 мм і довжині маточини 60 вибираємо шпонку з наступними параметрами:

b = 14 мм; h = 9 мм; s = 0.4 мм; t₁ = 5.5 мм; t₂ = 3.8 мм.

Довжину шпонки призначимо приблизно на 8... 10 мм менше довжини маточини, згідно стандартному ряду довжин для шпонок: l = 56 мм.

Підбір шпонок для з'єднання зубчастого колеса і вихідного вала

Призначаємо призматичну шпонку з округленими кінцями.

При діаметрі вала 82.5 мм і довжині маточини 99 вибираємо шпонку з наступними параметрами:

b = 22 мм; s = 0.6 мм; h = 14 мм; t₁ = 9 мм; t₂ = 5.4 мм.

Довжину шпонки призначимо приблизно на 8... 10 мм менше довжини маточини, згідно стандартному ряду довжин для шпонок: l = 90 мм.

Підбір шпонок вхідного і вихідного хвостовиків

Вхідний вал. При діаметрі хвостовика 20 мм і довжині хвостовика 50 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 хвостовика, згідно стандартному ряду довжин для шпонок:l = 36 мм.

Вихідний вал. При діаметрі хвостовика 60 мм і довжині хвостовика 140 вибираємо шпонку з наступними параметрами:

b = 18 мм; h = 11 мм; s = 0.4 мм; t₁ = 7 мм; t₂ = 4.4 мм.

Довжину шпонки призначимо приблизно на 8... 10 мм менше довжини хвостовика, згідно стандартному ряду довжин для шпонок l = 125 мм.

Підбір підшипників.

При посадочних діаметрах під підшипники кулькові радіальні однорядні обираємо відповідні типи підшипників:

d_{П вх} = 30 мм; d_{П пр} = 40 мм; d_{П вых} = 70 мм.

Розрахунок валів редуктора.

Вал можна представити як балку, навантажену силами, які з'являються в зачепленні коліс.

Сила згинає вал у вертикальній площині, сили і у горизонтальній.

Рис. 8.1 Навантаження на вали редуктора.

1. Сили в зачепленні:

Тягове навантаження в зачепленні:

Радіальне навантаження в зачепленні:(стандартний α = 20^o tg_α = 0,364)

Осьове навантаження в зачепленні:

; T₁ = Н∙м.; T₂ = 752.82 Н∙м.;

Ці сили діють на вали редуктора. Дією попередньої муфти зневажаємо.

2. Відстань між опорами (посередині підшипників) приймаємо не більш як - (50…60) = 280-50 =230; по таблиці 6,8 стор. 484-486 [2]. - ширина редуктора.

 

3. Розрахунок ведучого вала редуктора:

Вертикальна площина

Рис. 8.2 Розрахункова схема ведучого вала редуктора (вертикальна площина)

 

 

Опорні реакції від окружної сили визначаємо з рівнянь моментів щодо кожної опори:

Згинальний момент у перетині 1-1 від окружної сили:

Горизонтальна площина

Рис. 8.3 Розрахункова схема ведучого вала редуктора (горизонтальна площина)

 

Опорні реакції від радіальної сили визначаємо з рівнянь моментів щодо кожної опори:

 

Згинальний момент у перетині 1-1 від раціональної сили:

Визначаємо опорні реакції від осьової сили, для чого становимо рівняння моментів щодо кожної опори:

Згинальний момент у перетині 1-1 від осьової сили:

Сумарний момент, що згинається, у перетині 1-1 вала:

- коефіцієнт, що залежить від режиму роботи вала; для крутного моменту, що пульсує = 0,745.

 

Для виготовлення валів використають сталь: Ст5, Ст6, сталь 40, 45, 40ХН та ін. Вибираємо сталь 40. Допустиме напруження для неї:

[ ] = 70 (МПа).

Діаметр вала в перетині 1-1 розраховуємо на загальну дію вигину з обертанням по наведеному моменті:

[ ] – допустиме напруження при вигині;

W - момент опору поперечного перерізу; для круглого перетину;

W = 0,1d³ (мм³), тоді:

1,1 - коефіцієнт, що враховує ослаблення вала шпонковою канавкою.

Діаметр вала на помсті посадки напівмуфти розрахуємо на крутіння:

де - полярний момент опору поперечного перерізу вала;

для круглого перетину W = 0,2d³ (мм³), тоді:

Тут = 30...40 МПа - допустиме напруження приймається залежно від матеріалу вала й характеру навантаження (крутного моменту), коефіцієнт 1,1 враховує ослаблення вала шпонковою канавкою.

4. Розрахунок веденого вала редуктора.

Розрахунок проводиться аналогічно розрахунку ведучого вала.

Вертикальна площина

Рис. 8.4. Розрахункова схема веденого вала редуктора (вертикальна площина)

Опорні реакції від окружної сили:

Згинальний момент у перетині 1-1 від окружної сили:

Горизонтальна площина

Рис. 8.5 Розрахункова схема веденого вала редуктора (горизонтальна площина)

 

Опорні реакції від радіальної сили визначаємо з рівнянь моментів щодо кожної опори:

Згинальний момент у перетині 1-1 від раціональної сили:

Визначаємо опорні реакції від осьової сили, для чого становимо рівняння моментів щодо кожної опори:

Згинальний момент у перетині 1-1 від осьової сили:

Сумарний момент, що згинається, у перетині 1-1 вала:

Наведений момент у перетині 1-1 вала:

- коефіцієнт, що залежить від режиму роботи вала; для крутного моменту, що пульсує = 0,745.

 

Діаметр вала в перетині 1-1(місце посадки колеса) з урахуванням ослаблення шпонковою канавкою:

Діаметр вала на місці посадки напівмуфти: