Как найти частоту вращения вала редуктора - Сайт, где вы сможете решить свои вопросы

Определение
требуемой мощности привода.

Требуемая
мощность привода определяется по формуле
[1]:

где
Т₂ – момент
на выходном валу (Нм);

n₂ – частота
вращения выходного вала (об/мин).

Определение
требуемой мощности электродвигателя.

Требуемая
мощность электродвигателя определяется
по формуле [1]

где
η_{редуктора} – КПД
редуктора;

Согласно
кинематической схеме заданного привода
КПД редуктора определяется по зависимости:

η_{редуктора} = η_{зацепления}η²_{подшипников}η_муфты,

где
η_{зацепления} – КПД
зубчатого зацепления; принимаем
η_{зацепления} = 0,97
[1];

η_{подшипников} – КПД
пары подшипников качения; принимаем
η_{подшипников} = 0,99
[1];

η_муфты – КПД
муфты; принимаем η_муфты = 0,98
[1].

1.3. Определение частоты вращения вала электродвигателя.

Определяем
диапазон оборотов, в котором может
находится синхронная частота вращения
электродвигателя по формуле:

n_с = un₂,

где
u – передаточное
число ступени; выбираем диапазон
передаточных чисел, который рекомендуется
для одной ступени цилиндрической
зубчатой передачи в интервале от 2 – 5
[2].

Например:
n_с = un₂ = (2 – 5)200 = 400 – 1000 об/мин.

Назначаем
согласно рекомендации [3] n_с = 1000 об/мин.

1.4. Выбор
электродвигателя.

По
величине требуемой мощности электродвигателя
Р_потр.
(с учетом, что Р_эл.дв. ≥ Р_потр.)
и синхронной частоте вращения вала n_с
выбираем электродвигатель [3]:

серия
…..

тип
…..

мощность
Р = ……кВт

синхронная
частота вращения n_с = …..об/мин

асинхронная
частота вращения n₁ = …..об/мин.

Рис.
1. Эскиз электродвигателя.

1.5. Определение
передаточного числа редуктора.

По
расчетному значению передаточного
числа выбираем стандартное значение,
с учетом погрешности, из ряда передаточных
чисел [4]. Принимаем u_ст. = ….. .

1.6. Определение,
частот вращения и крутящих моментов на
валах редуктора.

Частота
вращения входного вала n₁ = ….. об/мин.

Частота
вращения выходного вала n₂ = ….. об/мин.

Крутящий
момент на колесе выходного вала:

Крутящий момент
на шестерне входного вала:

2.
РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.

2.1. Проектировочный
расчет.

1. Выбор материала
колес.

По
рекомендациям [1] выбираем для изготовления
шестерни и колеса материал – Сталь
….. с термообработкой – ….. .

Например:

Шестерня Колесо

НB = 269…302 НB = 235…262

НB₁ = 285
НB₂ = 250

2.
Определяем допускаемые контакты
напряжения для зубьев шестерни и колеса
[2]:

где
_H_lim – предел
выносливости контактной поверхности
зубьев, соответствующий базовому числу
циклов переменных напряжений; определяется
в зависимости от твердости поверхности
зубьев или задается числовое значение
[3];

Например:
_H_lim = 2HB+70.

S_H – коэффициент
безопасности; для зубчатых колес с
однородной структурой материала и
твердость поверхности зубьев HB  350
рекомендуется S_H = 1,1
[3];

Z_N – коэффициент
долговечности; для передач при длительной
работе с постоянным режимом нагружения
рекомендуется Z_N = 1
[3].

Окончательно
за допускаемое контактное напряжение
принимается [1] меньшее из двух значений
допускаемых контактных напряжений
колеса и шестерни [_Н]₂
и [_Н]₁:[_Н] = [_Н]₂.

3.
Определяем межосевое расстояние из
условия контактной выносливости активных
поверхностей зубьев
[3].

где
Е_пр – приведенный
модуль упругости материалов колес; для
стальных колес можно принять Е_пр = 210⁵ МПа
[3];

_ba – коэффициент
ширины колеса относительно межосевого
расстояния; для колес расположенных
симметрично относительно опор
рекомендуется ψ_ba = 0,2 – 0,4
[3];

К_H_ – коэффициент
концентрации нагрузки при расчетах по
контактным напряжениям.

Для
определения коэффициента К_H_
необходимо определить коэффициент
относительной ширины зубчатого венца
относительно диаметра ψ_bd
[3]:
ψ_bd = 0,5ψ_ba(u1)=….. .

По
графику рисунка ….. [1] с учетом расположения
передачи относительно опор, при твердости
НВ  350,
по величине коэффициента ψ_bd
находим: К_H_ = ….. .

Вычисляем межосевое
расстояние:

Например:

Для
редукторов межосевое расстояние
округляем по ряду стандартных межосевых
расстояний [4] или ряду Ra40
[3].

Назначаем
а_W = 120 мм.

4.
Определяем модуль передачи.

m = (0,01 – 0,02)а_W = (0,01 – 0,02)120 = 1,2 – 2,4 мм.

По
ряду модулей [4] из полученного интервала
назначаем стандартное значение модуля:
m = 2 мм.

5.
Определяем число зубьев шестерни и
колеса.

Суммарное
число зубьев шестерни и колеса определяем
из формулы: а_W = m(z₁+z₂)/2;

отсюда
z^_ = 2а_W/m = …..;
принимаем z_ = ….. .

Число
зубьев шестерни: z^₁ = z_/(u1) = …..

Для
устранения подрезания зубъев z₁ ≥ z_min;
для прямозубого зацепления z_min = 17
[4]. Принимаем z₁ = ….. .

Число
зубьев колеса: z₂ = z_ – z₁ = ..
Рекомендуется z₂  100
[2].

6.
Уточняем передаточное число.

Определяем
фактическое передаточное число по
формуле:

Погрешность
значения фактического передаточного
числа от расчетного значения:

Условие
точности проектирования выполняется.

За
передаточное число редуктора принимаем
u_факт = ….. .

7.
Определяем основные геометрические
размеры шестерни и колеса.

Для колес нарезанных
без смещения инструмента:

диаметры
начальных окружностей

d_W = d

угол
зацепления и угол профиля

α_W = α = 20º

делительные
диаметры

d₁ = z₁m

d₂ = z₂m

диаметры
вершин зубьев

d_а1 = d₁+2m

d_а2 = d₂+2m

диаметры
впадин

d_f₁ = d₁–2,5m

d_f₂ = d₂–2,5m

высота
зуба

h = 2,25m

ширина
зубчатого венца

b_w = ψ_baа_W

ширина
венца шестерни и колеса

b₂ = b_w

b₁ = b₂ + (3 – 5) = ….. .
Принимаем b₁ = ….. мм.

проверяем
величину межосевого расстояния

a_w = 0,5(d₁ + d₂)

Соседние файлы в папке ДМиОК_1

Источник

Внимание. Это демо расчёт.

Демонстрационный расчет выполнен одной и той же программой, что и при полноценных расчетах, поэтому полноценный расчёт и демо расчёт имеют абсолютно одинаковое качество.

Полноценный расчёт можно начать на главной странице сайта.

Готово.

На этой странице выполнен расчет редуктора. Текст страницы, например, можно скопировать в редактор Ms Word.

При успешном расчете ссылки для скачивания сгенерированных чертежей можно найти после текста расчетов внизу страницы.

Содержание

Техническое задание

Введение

1. Кинематический расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

1.2 Уточнение передаточных чисел привода

1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

2. Расчет цилиндрической передачи первой ступени

2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

2.4 Проектный расчет

2.4.1 Межосевое расстояние

2.4.2 Предварительные основные размеры колеса

2.4.3 Модуль передачи

2.4.4 Суммарное число зубьев и угол наклона

2.4.5 Число зубьев шестерни и колеса

2.4.6 Фактическое передаточное число

2.4.7 Диаметры колес

2.4.8 Размеры заготовок

2.4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

2.4.10 Силы в зацеплении

3. Расчет цилиндрической передачи второй ступени

3.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.3 Определение напряжений изгиба

3.4 Проектный расчет

3.4.1 Межосевое расстояние

3.4.2 Предварительные основные размеры колеса

3.4.3 Модуль передачи

3.4.4 Суммарное число зубьев и угол наклона

3.4.5 Число зубьев шестерни и колеса

3.4.6 Фактическое передаточное число

3.4.7 Диаметры колес

3.4.8 Размеры заготовок

3.4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

3.4.10 Силы в зацеплении

4. Эскизное проектирование

4.1 Проектные расчеты валов

4.2 Расстояние между деталями передач

4.3 Выбор типов подшипников

4.4 Схемы установки подшипников

4.5 Составление компоновочной схемы

5. Конструирование зубчатых колес первой ступени

5.1 Шестерня

5.2 Зубчатое колесо

6. Конструирование зубчатых колес второй ступени

6.1 Шестерня

6.2 Зубчатое колесо

7. Подбор шпоночных соединений

7.1 Подбор шпоноки для соединения зубчатого колеса и промежуточного вала

7.2 Подбор шпоноки для соединения зубчатого колеса и выходного вала

7.3 Подбор шпонок входного и выходного хвостовиков

8. Подбор подшипников качения на заданный ресурс

8.1 Подшипники быстроходного вала

8.2 Подшипники промежуточного вала

8.3 Подшипники тихоходного вала

9. Конструирование корпусных деталей

10. Конструирование крышек подшипников

11. Расчет ременной передачи

12. Расчет валов на прочность

12.1 Входной вал

12.2 Промежуточный вал

12.3 Выходной вал

13. Выбор манжетных уплотнений

13.1 Входной вал

13.2 Промежуточный вал

13.3 Выходной вал

14. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

15. Расчет муфт

16. Порядок сборки привода, выполнение необходимых регулировочных работ

Список используемой литературы

1. Кинематический расчет

1.1 Подбор электродвигателя

Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:

P_в = T_в ∙ n_в ∙ 2π = 1000 ∙ 60 ∙ 2 ∙ 3.1415 / (60 ∙ 1000) = 6.3 кВт.

Тогда требуемая мощность электродвигателя [1, стр. 5]

P_э.тр = P_в/η_общ,

где η_общ = η₁ η₂ η₃ …

Здесь η₁, η₂, η₃ … – КПД отдельных звеньев кинематической цепи, ориентировочные значения которых с учетом потерь в подшипниках можно принимать по табл. 1.1 (1, стр. 6).

Общий КПД привода

η_общ = η_з²η_ремη_мη_оп;

где η_з – КПД зубчатой передачи; η_рем – КПД ременной передачи; η_м – КПД соединительной муфты; η_оп – КПД опор приводного вала.

По табл. 1.1: η_з = 0.97; η_рем = 0.95; η_м = 0.98; η_оп = 0.99;

Тогда

η_общ = 0.97²∙0.95∙0.98∙0.99 = 0.87;

Требуемая мощность электродвигателя

P_э.тр = 6.3 / 0.87 = 7.24 кВт;

Требуемая частота вращения вала электродвигателя вычислим, подставляя в формулу для n_э.тр средние значения передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для присутствующих передач.

Вид передачи	Твердость зубьев	Передаточное число
U_рек	U_пред
Зубчатая цилиндрическая: тихоходная ступень во всех редукторах (U_т) быстроходная ступень в редукторах по развернутой схеме (U_б) быстроходная ступень в соосном редукторе (U_б)	≤ 350 HB 40…56 HRCэ 56…63 HRCэ ≤ 350 HB 40…56 HRCэ 56…63 HRCэ ≤ 350 HB 40…56 HRCэ 56…63 HRCэ	2,5…5,6 2,5…5,6 2…4 3,15…5,6 3,15…5 2,5…4 4…6,3 4…6,3 3,15…5	6,3 6,3 5,6 8 7,1 6,3 8 7,1 6,3
Коробка передач	Любая	1…2,5	3,15
Коническая зубчатая	≤ 350 HB ≥ 40 HRCэ	1…4 1…4	6,3 5
Червячная	–	16…50	80
Цепная	–	1,5…3	4
Ременная	–	2…3	5

n_э.тр = n_в ∙ U_цил² ∙ U_р = 60 ∙ 4² ∙ 2 = 1920 мин^-1;

где U_цил – передаточное число передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора; U_р – пердаточное число ременной передачи.

По табл. 24.9 [1, стр. 417] выбираем электродвигатель АИР132S4: P = 7.5 кВт; n = 1440 мин^-1.

Отношение максимального вращающего момента к номинальному T_max/T = 2.2.

1.2 Уточнение передаточных чисел привода

После выбора n определяют общее передаточное число привода [1, стр. 8]

U_общ = n/n_в;

U_общ = 1440 / 60 = 24;

Полученное расчетом общее передаточное число распределяют между редуктором и другими передачами, между отдельными ступенями редуктора.

Если в кинематической схеме кроме редуктора (коробки передач) имеется цепная или ременная передача, то предварительно назначенное передаточное число передачи не изменяют, принимая U_п = U_ц или U_п = U_р или U_п = U_цU_р, а уточняют передаточное число редуктора [1, стр. 8]

U_п = U_р = 2 = 2;

U_ред = U_общ/U_п = 24 / 2 = 12;

Передаточные числа ступеней (Б – быстроходная, Т – тихоходная) [1, стр. 8]:

U_Т = 3.05;

U_Б = U_ред/U_Т = 3.93.

1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

После определения передаточных чисел ступеней редуктора (коробки передач) вычисляют частоты вращения и вращающие моменты на валах передачи.

Если в заданной схеме отсутствует цепная передача на выходе, то частота вращения выходного вала редуктора

n₃ = n_в = 60 мин^-1.

Частота вращения промежуточного вала редуктора

n₂ = n₂U_Т = 60 ∙ 3.05 = 183 мин^-1.

Частота вращения входного вала редуктора

n₁ = n₁U_Б = 183 ∙ 3.93 = 719.19 мин^-1.

Момент на выходном валу при отсутствии цепной передачи

T₃ = T_в/(η_мη_оп) = 1000 / (0.98 ∙ 0.99) = 1030.72 (Н∙м);

где η_оп – КПД опор приводного вала; η_м – КПД муфты.

Вращающий момент промежуточном валу редуктора

T₂ = T₃/ (U_Тη_цил) = 1030.72 /(3.05 ∙ 0.97) = 348.39 (Н∙м).

где η_цил – КПД цилиндрической передачи; U_Т – передаточное число тихоходной ступени.

Вращающий момент входном валу редуктора

T₁ = T₂/ (U_Бη_цил) = 348.39 /(3.93 ∙ 0.97) = 91.39 (Н∙м).

где η_цил – КПД цилиндрической передачи; U_Б – передаточное число быстроходной ступени.

Сводная таблица с данными необходимыми для расчета редуктора:

U_ред	n₁, мин^-1	T₁, Н∙м	n₂, мин^-1	T₂, Н∙м	n₃, мин^-1	T₃, Н∙м
12	719.19	91.39	183	348.39	60	1030.72

Примечание: расчетные данные могут иметь погрешность до 3% из-за округлений в расчетах.

2. Расчет цилиндрической передачи первой ступени

2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы
для их изготовления. Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше,
чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки (табл. 1). [1, стр.11]

Табл. 1 [1, табл. 2.1, стр. 11]

Марка стали	Термообработка	Предельные размеры заготовки, мм	Твердость зубьев	σ_т, МПа
D_пр	S_пр	в сердцевине	на поверхности
45	Улучшение	125	80	235-262 HB	235-262 HB	540
Улучшение	80	50	269-302 HB	269-302 HB	650
40Х	Улучшение	200	125	235-262 HB	235-262 HB	640
Улучшение	125	80	269-302 HB	269-302 HB	750
Улучшение и закалка ТВЧ	125	80	269-302 HB	45-50 HRCэ	750
40ХН, 35ХМ	Улучшение	315	200	235-262 HB	235-262 HB	630
Улучшение	200	125	269-302 HB	269-302 HB	750
Улучшение и закалка ТВЧ	200	125	269-302 HB	48-53 HRCэ	750
40ХНМА, 38Х2МЮА	Улучшение и азотирование	125	80	269-302 HB	50-56 HRCэ	780
20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГМ	Улучшение, Цементация и закалка	200	125	300-400 HB	56-63 HRCэ	800

На практике в основном применяют следующие варианты термической обработки (т.о.):

I – т.о. колеса – улучшение, твердость 235…262 HB; т.о. шестерни – улучшение, твердость 269…302 HB. Марки стали одинаковы для колеса и шестерни: 45, 40Х, 35 ХМ и др. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены
хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность. Применяют в слабо- и средненагруженных передачах.

II – т.о. колеса – улучшение, твердость 269…302 HB; т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали (см. табл. 1) 45…50 HRC_э, 48…53 HRC_э. Твердость сердцевины зуба соотвествует термообработке улучшение. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.

III – т.о. колеса и шестерни одинаковая – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки сатили: 45…50 HRC_э, 48…53 HRC_э. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.

IV – т.о. колеса – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали (табл.1) 45…50 HRC_э, 48…53 HRC_э; т.о. шестерни – улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56…63 HRC_э. Материал шестерни – стали марок 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А и др.

V – т.о. колеса и шестерни одинаковая – улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56…63 HRC_э. Цементация (поверхностное насыщение углеродом) с последующей закалкой наряду с большой твердостью поверхностных слоев обеспечивает и высокую прочность зубьев на изгиб. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А, 25 ХГМ и др. [1, стр.11-12]

Шестерня.

Материал – Сталь 40Х. Назначаем термическую обработку шестерни – улучшение и закалка ТВЧ.

Предельные размеры заготовки: D_пр = 125 мм, S_пр = 80 мм.

Твердость зубьев: в сердцевине до 302 HB, на поверхности до 50 HRC_э.

Предельное напряжение σ_T = 750 МПа.

Колесо.

Материал – Сталь 40Х. Назначаем термическую обработку шестерни – улучшение.

Предельные размеры заготовки: D_пр = 200 мм, S_пр = 125 мм.

Твердость зубьев: в сердцевине до 262 HB, на поверхности до 262 HB.

Предельное напряжение σ_T = 640 МПа.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения [σ]_H1 для шестерни и [σ]_H2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости:

[σ]_H = [σ]_HlimZ_NZ_RZ_V/S_H.

Предел контактной выносливости [σ]_Hlim вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости (HB_ср или HRC_{э ср}) на поверхности зубьев (табл. 2). [1, стр. 12]

Табл. 2 [1, табл. 2.2, стр. 13]

Способ термической или химико-термической обработки

Средняя твердость на поверхности

Сталь

σ_Hlim_, МПа

Улучшение

Поверхностная закалка

Цементация

Азотирование

< 350 HB

40…56 HRC_э

> 56 HRC_э

> 52 HRC_э

Углеродистая и легированная

Легированная

2 HBср + 70

17 HRC_{э ср} + 200

23 HRC_{э ср}

1050

Для выбранной марки стали и ТО шестерни

[σ]_{Hlim 1} = 17∙HRC_{э ср} + 200 = 17∙48 + 200 = 1016 МПа.

Для выбранной марки стали и ТО колеса

[σ]_{Hlim 2} = 2∙HB_ср + 70 = 2∙246 + 70 = 562 МПа.

Минимальные значения коэффициента запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшенных, объемно закаленных) S_H = 1,1; для зубчатых колес с поверхностным упрочнением S_H = 1,2.

Для выбранной ТО шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) принимаем S_{H 1} = 1.2.

Для выбранной ТО колеса (улучшение) принимаем S_{H 2} = 1.1.

Коэффициент долговечности Z_N учитывает влияние ресурса

(1)

Число N_HG циклов, соответсвующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев [1, стр. 13]:

Твердость в единицах HRC переводят в единицы HB:

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

Переведенная средняя твердость поверхности зубьев для выбранного материала шестерни равна 451 HB.

N_{HG 1} = 30∙451^2,4 = 70405590.

Для колеса

N_{HG 2} = 30∙246^2,4 = 16464600.

Ресурс N_k передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, час:

N_k = 60nn_зL_h,

где n_з – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым). [1, стр. 13]

В общем случае суммарное время L_h (в ч) работы передачи вычисляют по формуле

L_h = L365K_год24K_сут,

где L – число лет работы; K_год – коэффициент годового использования передачи; K_сут – коэффициент суточного использования передачи.

Число зацеплений n_з и для колеса и для шестерни в данном случае равно 1.

L_h = 8 ∙ 365 ∙ 0.55 ∙ 24 ∙ 0.87 = 33533.28, ч.

Для шестерни:

N_{k ш} = 60 ∙ 719.19 ∙ 1 ∙ 33533.28 = 1447007978.592.

Т.к. N_{k ш} > N_HG, то принимаем N_{k ш} = N_HG = 70405590. [1, стр. 13]

Z_{N ш} = 1

Для колеса:

N_{k кол} = 60 ∙ 183 ∙ 1 ∙ 33533.28 = 368195414.4.

Т.к. N_{k кол} > N_HG, то принимаем N_{k кол} = N_HG = 16464600. [1, стр. 13]

Z_{N кол} = 1

Коэффициент Z_R, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимают для зубчатого колеса пары с более грубой поверхностью в зависимости от параметра Ra шероховатости (Z_R = 1 – 0,9).
Большие значения соответствуют шлифованным и полированным поверхностям (Ra = 0,63 … 1,25 мкм).

Принимаем Z_R как для шестерни так и для колеса равным 0,9.

Коэффициент Z_V учитывает влияние окружной скорости V ( Z_V = 1…1,15). Меньшие значения соответствуют твердым передачам, работающим при малых окружных скоростях (V до 5 м/с).

Принимаем Z_V как для шестерни так и для колеса равным 1,05 – как удовлетворяющее в большинстве случаев.

Для шестерни:

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

Для колеса:

[σ]_H2 = [σ]_HlimZ_{N кол}Z_RZ_V/S_H = 482.81 МПа.

Допскаемое напряжение [σ]_H для цилиндрических и конических передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни [σ]_H1 и колеса [σ]_H2. [1, стр. 14]

Принимаем минимальное допускаемое напряжение

[σ]_H = 482.81 МПа.

2.3 Определение напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни [σ]_F1 и колеса [σ]_F2 определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответсвующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса), шероховатости поверхности
выкружки (переходной поверхности между смежными зубьями) и реверса (двустороннего приложения) нагрузки:

[σ]_F = [σ]_FlimY_NY_RY_A/S_F.

Предел прочности [σ]_Flim при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмпирическим формулам (табл. 3).

Табл. 3 [1, табл. 2.3., стр. 14]

Способ термической или химико-термической обработки	Группа сталей	Твердость зубьев	σ_Flim, МПа
на поверхности	в сердцевине
Улучшение	45, 40Х, 40ХН, 35ХМ	< 350 HB	< 350 HB	1,75 HB_ср
Закалка ТВЧ по контуру зубьев	40Х, 40ХН, 35ХМ	48 – 52 HRC_э	27 – 35 HRC_э	600 – 700
Закалка ТВЧ сквозная (m< 3мм)	48 – 52 HRC_э	48 – 52 HRC_э	500 – 600
Цементация	20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 25ХГМ, 12ХН3А	57 – 62 HRC_э	30 – 45 HRC_э	750 – 800
Цементация с автоматическим регулированием процесса	850 – 950
Азотирование	38Х2МЮА, 40ХНМА	< 67 HRC_э	24 – 40 HRC_э	12 HRC_э_ср + 290

Принимаем для выбранной марки стали и ТО (Сталь 40Х, улучшение и закалка ТВЧ) шестерни

[σ]_{Flim 1} = 600 МПа.

Для колеса (Сталь 40Х, улучшение)

[σ]_{Flim 2} = 1,75 HB_ср = 1,75 ∙ 246 = 431 МПа.

Минимальное значение коэффициента запаса прочности: для цементованных и нитроцементованных зубчатых колес – S_F = 1,55; для остальных – S_F = 1,7.

Принимаем для шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) S_{F 1} = 1.7.

Для колеса (улучшение) S_{F 2} = 1.7.

Коэффициент долговечности Y_N учитывает влияние ресурса:

(2)

где Y_Nmax = 4 и q = 6 – для улучшенных зубчатых колес; Y_Nmax = 2,5 и q = 9 для закаленных и поверхностно упрочненных зубьев. Число циклов, соответсвующее перелому кривой усталости, N_FG = 4 ∙ 10⁶. [1, стр.15]

Для выбранной ТО шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) принимаем Y_{Nmax 1} = 2.5 и q₁ = 9.

Для выбранной ТО колеса (улучшение) принимаем Y_{Nmax 2} = 4 и q₂ = 6.

Назначенный ресурс N_k вычисляют так же, как и при расчетах по контактным напряжениям.

В соотеветствии с кривой усталости напряжения σ_F не могут иметь значений меньших σ_Flim. Поэтому при N_k > Nsub>FG принимают N_k = N_FG.

Для длительно работающих быстроходных передач N_k ≥ N_FG и, следовательно Y_N = 1, что и учитывает первый знак неравенства в (2). Второй знак неравенства ограничивает допускаемые напряжения по условию предотвращения пластической деформации или хрупкого разрушения зуба.[1, стр.15]

Для шестерни:

N_{k ш} = 60 ∙ 719.19 ∙ 1 ∙ 33533.28 = 1447007978.592

Т.к. N_{k ш} > N_FG, то принимаем N_{k ш} = N_FG = 4000000.

Y_{N ш} = 1

Для колеса:

N_{k кол} = 60 ∙ 183 ∙ 1 ∙ 33533.28 = 368195414.4

Т.к. N_{k кол} > N_FG, то принимаем N_{k кол} = N_FG = 4000000.

Y_{N кол} = 1

Коэффициент Y_R, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимают: Y_R = 1 при шлифовании и зубофрезеровании с параметром шероъоватости R_Z ≤ 40 мкм; Y_R = 1,05…1,2 при полировании (большие значения при улучшении и после закалки ТВЧ).

Принимаем Y_R = 1,1.

Коэффициент Y_A учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При одностороннем приложении нагрузки Y_A = 1. При реверсивном нагружении и одинаковых нагрузке и числе циклов нагружения в прямом и обратном направлении (например, зубья сателлита в планетарной передаче): Y_A = 0,65 – для нормализованных и улучшенных сталей; Y_A = 0,75 – для закаленных и цементованных; Y_A = 0,9 – для азотированных.

Так как в проектируемой передаче планируется реверсивный ход, то с учетом ТО принимаем

для шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) Y_{A 1} = 0.75 ;

для колеса (улучшение) Y_{A 2} = 0.65 .

Для шестерни:

[σ]_F1 = [σ]_{Flim 1}Y_{N ш}Y_RY_{A 1}/S_{F 1} = 291.18 МПа.

Для колеса:

[σ]_F2 = [σ]_{Flim 2}Y_{N кол}Y_RY_{A 2}/S_{F 2} = 181.27 МПа.

2.4 Проектный расчет

2.4.1 Межосевое расстояние

Предварительное значение межосевого растояния a_w‘, мм:

где знак “+” (в скобках) относят к внешнему зацеплению, знак “-” – к внутреннему; T₁ – вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Н∙м; u – передаточное число.

Коэффициент K в зависимости от поверхностной твердости H₁ и H₂ зубьев шестерни и колеса соответсвенно имеет следующие значения [1, стр. 17]:

Поверхностная твердость и шестерни до 480 HB и колеса до 262 HB, поэтому коэффициент K принимаем равным 8.

U = 3.93;

a_w‘ = 113 мм.

Окружную скорость ν, м/с, вычисляют по формуле:

ν = 1.73 м/с.

Степень точности зубчатой передачи назначают по табл. 4:

Табл. 4 [1, табл. 2.5, стр. 17]

Степень точности по ГОСТ 1643-81	Допустимая окружная скорость υ, м/с, колес
прямозубых	непрямозубых
цилиндрических	конических	цилиндрических	конических
6 (передачи повышенной точности) 7 (передачи нормальной точности) 8 (передачи пониженной точности) 9 (передачи низкой точности)	до 20 до 12 до 6 до 2	до 12 до 8 до 4 до 1,5	до 30 до 20 до 10 до 4	до 20 до 10 до 7 до 3

При окружно скорости 1.73 м/с (что меньше 4 м/с) выбираем степень точности 9.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

где K_a = 450 – для прямозубых колес; K_a = 410 – для косозубых и шевронных, МПа; [σ]_H – в МПа.

ψ_ba – коэффициент ширины принимают из ряда стандартных чисел: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 в зависимости от положения колес относительно опор:

при симметричном расположении 0,315-0,5;

при несимметричном 0,25-0,4;

при консольном расположении одного или обоих колес 0,25-0,4;

Для шевронных передач ψ_ba = 0,4 – 0,63; для коробок передач ψ_ba = 0,1 – 0,2; для передач внутреннего зацепления ψ_ba = 0,2 (u+1)/(u-1). Меньшие значения ψ_ba – для передач с твердостью зубьев H ≥ 45HRC.

Принимаем ψ_ba = 0,31.

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

K_H = K_HνK_HβK_Hα.

Коэффициент K_Hν учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса.
Значения K_Hν принимают по табл. 5 в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скоросто и твердости рабочих поверхностей.

Табл. 5 [1, табл. 2.6, стр. 18]

Степень точности по ГОСТ 1643-81

Твердость на поверхности зубьев колеса

Значения K_Hυ при
υ, м/с

> 350 HB

1,02

1,01

1,06

1,03

1,10

1,04

1,16

1,06

1,20

1,08

≤ 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,16

1,06

1,25

1,09

1,32

1,13

> 350 HB

1,02

1,01

1,06

1,03

1,12

1,05

1,19

1,08

1,25

1,10

≤ 350 HB

1,04

1,02

1,12

1,06

1,20

1,08

1,32

1,13

1,40

1,16

> 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,15

1,06

1,24

1,09

1,30

1,12

≤ 350 HB

1,05

1,02

1,15

1,06

1,24

1,10

1,38

1,15

1,48

1,19

> 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,17

1,07

1,28

1,11

1,35

1,14

≤ 350 HB

1,06

1,02

1,12

1,06

1,28

1,11

1,45

1,18

1,56

1,22

Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых, в знаменателе – для косозубых хубчатых колёс.

Для степени точности 9, максимальной окружной скорости 1.73 м/с, твердости HB≤350 принимаем K_Hν = 1.06.

Коэффициент K_Hβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников.
Зубья зубчатых колес могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становится более равномерным. Поэтому рассматривают коэффициенты неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы K_Hβ⁰ и после приработки K_Hβ.

Значение коэффициента K_Hβ⁰ принимают по таблице 6 в зависимости от коэффициента ψ_bd = b₂/d₁, схемы передачии твердости зубьев.
Так как ширина колеса и диаметр шестерни еще не определены, значение коэффициента ψ_bd вычисляют ориентировочно:

ψ_bd = 0,5ψ_ba (u 1);

ψ_bd = 0,5 ∙ 0.31 ∙ (3.93 + 1) = 0.8.

Коэффициент K_Hβ определяют по формуле:

K_Hβ = 1 + (K_Hβ⁰ – 1)K_Hw,

где K_Hw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значения находят в зависимости от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью (табл. 7).

Коэффицент K_Hα определяют по формуле:

K_Hα = 1 + (K⁰_Hα – 1)K_Hw,

Рис. 1 [1, рис. 2.4, стр. 19]

Табл. 6 [1, табл. 2.7, стр. 19]

Ψ_bd

Твердость на поверхности зубьев колеса

Значения K_Hβ^o для
схемы передачи по рис. 1 [1, рис. 2.4, стр. 19]

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

≤ 350 HB

> 350 HB

≤ 350 HB

> 350 HB

≤ 350 HB

> 350 HB

≤ 350 HB

> 350 HB

≤ 350 HB

> 350 HB

≤ 350 HB

> 350 HB

≤ 350 HB

> 350 HB

1.17

1.43

1.27

—

1.45

—

1,12

1,24

1,18

1,43

1,27

—

1,05

1,11

1,08

1,20

1,12

1,28

1,15

1,38

1,18

1,48

1,23

—

1,28

—

1,03

1,08

1,05

1,13

1,08

1,20

1,10

1,27

1,13

1,34

1,17

1,42

1,20

—

1,02

1,05

1,04

1,08

1,05

1,13

1,07

1,18

1,08

1,25

1,12

1,31

1,15

—

1,02

1,03

1,05

1,03

1,07

1,04

1,11

1,06

1,15

1,08

1,20

1,11

1,26

1,01

1,02

1,04

1,02

1,06

1,03

1,08

1,04

1,12

1,06

1,16

Табл. 7 [1, табл. 2.8, стр. 19]

Твердость на поверхности зубьев

Значения K_Hw при
ν, м/с

200 HB

250 HB

300 HB

350 HB

43 HRC_э

47 HRC_э

51 HRC_э

60 HRC_э

0,19

0,26

0,35

0,45

0,53

0,63

0,71

0,80

0,20

0,28

0,37

0,46

0,57

0,70

0,90

0,22

0,32

0,41

0,53

0,63

0,78

1,00

0,27

0,39

0,50

0,64

0,78

0,98

1,00

0,32

0,45

0,58

0,73

0,91

1,00

0,54

0,67

0,87

1,00

Начальное значение коэффициента K⁰_Hα распределения нагрузки между зубьямив связи с погрешностями изготовления (погрешностями шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности (n_ст = 5, 6, 7, 8, 9) по нормам плавности:

для прямозубых передач

K⁰_Hα = 1 + 0,06(n_ст – 5), при условии 1 ≤ K⁰_Hα ≤ 1,25;

для косозубых передач

K⁰_Hα = 1 + A(n_ст – 5), при условии 1 ≤ K⁰_Hα ≤ 1,6,

где A = 0,15 – для зубчатых колес с твердостью H₁ и H₂ > 350 HB и A = 0,25 при H₁ и H₂ ≤ 350 HB или H₁ > 350 HB и H₂ ≤ 350 HB.

K⁰_Hα = 1 + 0.25(9 – 5) = 2

Принимаем коэффициент K_Hw по табл. 7 равным (ближайшее значение твердости по таблице 250 HB или 23 HRC к твердости колеса 262 HB) 0.28.

K_Hα = 1 + (2 – 1)0.28 = 1.28;

Принимаем коэффициент K_Hβ⁰ по табл. 6 (схема 3) равным 1.12.

K_Hβ = 1 + (1.12 – 1) 0.28 = 1.0336;

K_H = 1.06 ∙ 1.0336 ∙ 1.28 = 1.4.

Уточнённое значение межосевого расстояния:

a_w = 155 мм;

Вычисленное значение межосевого расстояния округляют до ближайшего числа, кратного пяти, или по ряду размеров Ra 40 [1, табл. 24.1]. При крупносерийном производстве редукторов a_w округляют до ближайшего стандартного значения: 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400 мм. [1, стр. 20]

Принимаем a_w = 160 мм;

2.4.2 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

d₂ = 2a_wu/(u 1);

d₂ = 2 ∙ 160 ∙ 3.93 / (3.93 + 1) = 255.09 мм;

Ширина:

b₂ = ψ_ba ∙ a_w;

b₂ = 0.31 ∙ 160 = 50 мм.

Принимаем выбранное из стандартного ряда Ra 40 значение ширины:

b₂ = 50 мм.

2.4.3 Модуль передачи

Максимально допустимый модуль m_max, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания [1, стр. 20]

m_max ≈ 2a_w/[17(u 1)];

m_max ≈ 2 ∙ 160 / [17(3.93 + 1)] = 3.82 мм.

Минимальное значение модуля m_min, мм, определяют из условия прочности [1, стр. 20]:

где K_m = 3,4 ∙ 10³ для прямозубых и K_m = 2,8 ∙ 10³ для косозубых передач; вместо [σ]_F подставляют меньшее из значений [σ]_F2 и [σ]_F1.

Табл. 8 [1, табл. 2.9, стр. 20]

Степень точности по ГОСТ 1643-81

Твердость на поверхности зубьев колеса

Значения K_Fυ при
υ, м/с

> 350 HB

1,02

1,01

1,06

1,03

1,10

1,06

1,16

1,06

1,20

1,08

≤ 350 HB

1,06

1,03

1,18

1,09

1,32

1,13

1,50

1,20

1,64

1,26

> 350 HB

1,02

1,01

1,06

1,03

1,12

1,05

1,19

1,08

1,25

1,10

≤ 350 HB

1,08

1,03

1,24

1,09

1,40

1,16

1,64

1,25

1,80

1,32

> 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,15

1,06

1,24

1,09

1,30

1,12

≤ 350 HB

1,10

1,04

1,30

1,12

1,48

1,19

1,77

1,30

1,96

1,38

> 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,17

1,07

1,28

1,11

1,35

1,14

≤ 350 HB

1,11

1,04

1,33

1,12

1,56

1,22

1,90

1,36

—

1,45

Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых, в знаменателе – для косозубых зубчатых колес.

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба

K_F = K_FνK_FβK_Fα.

Коэффициент K_Fν учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Значения K_Fν принимают по табл. 8 [1, табл. 2.9, стр. 20] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей.

Для степени точности 9, максимальной окружной 1.73 м/с, твердости HB≤350 принимаем K_Fν=1.12.

K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле

K_Fα – коэффициент, учитывающий влияние погрешности изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, определяют так же как при расчетах на контактную прочность: K_Fα = K_Fα⁰.

В связи с менее благоприятным влиянием приработки на изгибную прочность, чем на контактную, и более тяжелыми последствиями из-за неточности при определении напряжений изгиба приработку зубьев при вычислении коэффициентов K_Fβ и K_Fα не учитывают. [1, стр. 21]

K_F = K_Fν = 1.12.

m_min = 0.55 мм.

Из полученного диапазона (m_min…m_max) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным (ряд 1 следует предпочитать ряду 2) [1, стр. 21]:

Ряд 1, мм …..	1,0;	1,25;	1,5;	2,0;	2,5;	3,0;	4,0;	5,0;	6,0;	8,0;	10,0;
Ряд 2, мм …..	1,12;	1,37;	1,75;	2,25;	2,75;	3,5;	4,5;	5,5;	7,0;	9,0;

Принимаем из стандартного ряда m = 1.75 мм.

Значения модулей m < 1 при твердости ≤ 350 HB и m<1,5 при твердости ≥ 40 HRC_э для силовых передач использовать нежелательно. [1, стр. 21]

2.4.4 Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес [1, стр. 21]

β_min = arcsin(4m/b₂);

β_min = arcsin(4∙1.75/50) = 8.05^o.

Суммарное число зубьев

z_s = 2a_wcosβ_min/m = 181.06.

Полученное значение z_s округляют в меньшую сторону до целого числа и определяют действительное значение угла β наклона зуба:

β = arccos[z_sm/(2a_w)].

z_s = 181;

β = arccos[181 ∙ 1.75/(2∙160)] = 8.17^o.

Справочно: для косозубых колес β = 8…20^o, для шевронных – β = 25…40^o.

2.4.5 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни [1, стр. 21]

z₁ = z_s / (u 1) ≥ z_1min;

z₁ = 181 / (3.93 + 1) = 36.71.

Значение z₁ округляют в ближайшую сторону до целого числа. [1, стр. 21]

z₁ = 37.

Число зубьев колеса внешнего зацепления z₂ = z_s – z₁.

z₂ = 181 – 37 = 144.

2.4.6 Фактическое передаточное число

u_ф = z₂/z₁ = 144/37 = 3.89.

Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на: 3% – для одноступенчатых, 4% – для двухступенчатых и 5% – для многоступенчатых редукторов.[1, стр. 22]

Отклонение от номинального передаточного числа

Δ = (u – u_ф)/u = 1.02 %.

2.4.7 Диаметры колес

Рис. 2 [1, рис. 2.5, стр. 22]

Рис. 3 [1, рис. 2.6, стр. 22]

Делительные диаметры d [1, стр. 22]:

шестерни…………………………………..d₁ = z₁m/cosβ;

колеса внешнего зацепления…………d₂ = 2a_w – d₁;

колеса внутреннего зацепления……..d₂ = 2a_w + d₁;

d₁ = 37 ∙ 1.75 / cos8.17^o = 65.41 мм;

d₂ = 2 ∙ 160 – 65.41 = 254.59 мм.

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления [1, стр. 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;

где x₁ и x₂ – коэффициенты смещения у шестерни и колеса; y = -(a_w – a)/m – коэффициент воспринимаемого смещения; a – делительное межосевое расстояние: a = 0,5m(z₂ z₁).

a = 0.5 ∙ 1.75 ∙ (144+37) = 158.38 мм;

y = -(160 – 158.38)/1.75 = -0.93;

d_a1 = 65.41 + 2 ∙ [1-(-0.93)] ∙ 1.75 = 72.17 мм;

d_f1 = 65.41 – 2 ∙ 1,25 ∙ 1.75 = 61.04 мм;

d_a2 = 254.59 + 2 ∙ [1-(-0.93)] ∙ 1.75 = 261.35 мм;

d_f2 = 254.59 – 2 ∙ 1,25 ∙ 1.75 = 250.22 мм;

2.4.8 Размеры заготовок

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры D_заг, C_заг, S_заг заготовок колес не превышали предельно допустимых значений D_пр, S_пр (табл. 1 [1, табл. 2.1, стр. 11]) [1, стр. 22]:

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

Значения D_заг, C_заг, S_заг (мм) вычисляются по формулам: для цилиндрической шестерни (рис. 3, а) D_заг = d_a + 6 мм; для колеса с выточками (рис. 3, в) C_заг = 0,5b₂ и S_заг =8m; для колеса без выточек (рис. 2) S_заг = b₂ + 4 мм.

D_заг1 = 72.17 + 6 мм = 78.17 мм;

D_заг2 = 261.35 + 6 мм = 267.35 мм;

S_заг2 = 50 + 4 мм = 54 мм.

2.4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения [1, стр. 23]

где Z_σ = 9600 для прямозубых и Z_σ = 8400 для косозубых передач, МПа^1/2.

σ_H = 460.44 МПа;

Если расчетное напряжение σ_H меньше допустимого [σ_H] в пределах 15-20% или σ_H больше [σ_H] в пределах 5%, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет. [1, стр. 23]

σ_H меньше [σ_H] на 4.63%.

Ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

2.4.10 Силы в зацеплении

Рис. 4 [1, рис. 2.7, стр. 23]

Окружная

F_t = 2∙10³∙T₁/d₁;

F_t = 2∙10³∙91.39/65.41 = 2794.37 Н;

радиальная

F_r = F_ttgα/cosβ

(для стандартного угла α=20^o tgα=0,364);

F_r = 2794.37 ∙ 0.364/cos8.17^o = 1027.59 Н;

осевая

F_a = F_ttgβ;

F_a = 2794.37 ∙ tg8.17^o = 401.32 Н.

3. Расчет цилиндрической передачи второй ступени

3.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

Табл. 9 [1, табл. 2.1, стр. 11]

Марка стали	Термообработка	Предельные размеры заготовки, мм	Твердость зубьев	σ_т, МПа
D_пр	S_пр	в сердцевине	на поверхности
45	Улучшение	125	80	235-262 HB	235-262 HB	540
Улучшение	80	50	269-302 HB	269-302 HB	650
40Х	Улучшение	200	125	235-262 HB	235-262 HB	640
Улучшение	125	80	269-302 HB	269-302 HB	750
Улучшение и закалка ТВЧ	125	80	269-302 HB	45-50 HRCэ	750
40ХН, 35ХМ	Улучшение	315	200	235-262 HB	235-262 HB	630
Улучшение	200	125	269-302 HB	269-302 HB	750
Улучшение и закалка ТВЧ	200	125	269-302 HB	48-53 HRCэ	750
40ХНМА, 38Х2МЮА	Улучшение и азотирование	125	80	269-302 HB	50-56 HRCэ	780
20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГМ	Улучшение, Цементация и закалка	200	125	300-400 HB	56-63 HRCэ	800

На практике в основном применяют следующие варианты термической обработки (т.о.):

I – т.о. колеса – улучшение, твердость 235…262 HB; т.о. шестерни – улучшение, твердость 269…302 HB. Марки стали одинаковы для колеса и шестерни: 45, 40Х, 35 ХМ и др. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены
хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность. Применяют в слабо- и средненагруженных передачах.

II – т.о. колеса – улучшение, твердость 269…302 HB; т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали (см. табл. 9) 45…50 HRC_э, 48…53 HRC_э. Твердость сердцевины зуба соотвествует термообработке улучшение. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.

III – т.о. колеса и шестерни одинаковая – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки сатили: 45…50 HRC_э, 48…53 HRC_э. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.

IV – т.о. колеса – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали (табл.9) 45…50 HRC_э, 48…53 HRC_э; т.о. шестерни – улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56…63 HRC_э. Материал шестерни – стали марок 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А и др.

V – т.о. колеса и шестерни одинаковая – улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56…63 HRC_э. Цементация (поверхностное насыщение углеродом) с последующей закалкой наряду с большой твердостью поверхностных слоев обеспечивает и высокую прочность зубьев на изгиб. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А, 25 ХГМ и др. [1, стр.11-12]

Шестерня.

Материал – Сталь 40Х. Назначаем термическую обработку шестерни – улучшение и закалка ТВЧ.

Предельные размеры заготовки: D_пр = 125 мм, S_пр = 80 мм.

Твердость зубьев: в сердцевине до 302 HB, на поверхности до 50 HRC_э.

Предельное напряжение σ_T = 750 МПа.

Колесо.

Материал – Сталь 40Х. Назначаем термическую обработку шестерни – улучшение.

Предельные размеры заготовки: D_пр = 200 мм, S_пр = 125 мм.

Твердость зубьев: в сердцевине до 262 HB, на поверхности до 262 HB.

Предельное напряжение σ_T = 640 МПа.

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

[σ]_H = [σ]_HlimZ_NZ_RZ_V/S_H.

Табл. 10 [1, табл. 2.2, стр. 13]

Способ термической или химико-термической обработки

Средняя твердость на поверхности

Сталь

σ_Hlim_, МПа

Улучшение

Поверхностная закалка

Цементация

Азотирование

< 350 HB

40…56 HRC_э

> 56 HRC_э

> 52 HRC_э

Углеродистая и легированная

Легированная

2 HBср + 70

17 HRC_{э ср} + 200

23 HRC_{э ср}

1050

Для выбранной марки стали и ТО шестерни

[σ]_{Hlim 1} = 17∙HRC_{э ср} + 200 = 17∙48 + 200 = 1016 МПа.

Для выбранной марки стали и ТО колеса

[σ]_{Hlim 2} = 2∙HB_ср + 70 = 2∙246 + 70 = 562 МПа.

Для выбранной ТО шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) принимаем S_{H 1} = 1.2.

Для выбранной ТО колеса (улучшение) принимаем S_{H 2} = 1.1.

Коэффициент долговечности Z_N учитывает влияние ресурса

(1)

Твердость в единицах HRC переводят в единицы HB:

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

Переведенная средняя твердость поверхности зубьев для выбранного материала шестерни равна 451 HB.

N_{HG 1} = 30∙451^2,4 = 70405590.

Для колеса

N_{HG 2} = 30∙246^2,4 = 16464600.

Ресурс N_k передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, час:

N_k = 60nn_зL_h,

В общем случае суммарное время L_h (в ч) работы передачи вычисляют по формуле

L_h = L365K_год24K_сут,

Число зацеплений n_з и для колеса и для шестерни в данном случае равно 1.

L_h = 8 ∙ 365 ∙ 0.55 ∙ 24 ∙ 0.87 = 33533.28, ч.

Для шестерни:

N_{k ш} = 60 ∙ 183 ∙ 1 ∙ 33533.28 = 368195414.4.

Т.к. N_{k ш} > N_HG, то принимаем N_{k ш} = N_HG = 70405590. [1, стр. 13]

Z_{N ш} = 1

Для колеса:

N_{k кол} = 60 ∙ 183 ∙ 1 ∙ 33533.28 = 368195414.4.

Т.к. N_{k кол} > N_HG, то принимаем N_{k кол} = N_HG = 16464600. [1, стр. 13]

Z_{N кол} = 1

Принимаем Z_R как для шестерни так и для колеса равным 0,9.

Принимаем Z_V как для шестерни так и для колеса равным 1,05 – как удовлетворяющее в большинстве случаев.

Для шестерни:

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

Для колеса:

[σ]_H2 = [σ]_HlimZ_{N кол}Z_RZ_V/S_H = 482.81 МПа.

Принимаем минимальное допускаемое напряжение

[σ]_H = 482.81 МПа.

3.3 Определение напряжений изгиба

[σ]_F = [σ]_FlimY_NY_RY_A/S_F.

Предел прочности [σ]_Flim при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмпирическим формулам (табл. 11).

Табл. 11 [1, табл. 2.3., стр. 14]

Способ термической или химико-термической обработки	Группа сталей	Твердость зубьев	σ_Flim, МПа
на поверхности	в сердцевине
Улучшение	45, 40Х, 40ХН, 35ХМ	< 350 HB	< 350 HB	1,75 HB_ср
Закалка ТВЧ по контуру зубьев	40Х, 40ХН, 35ХМ	48 – 52 HRC_э	27 – 35 HRC_э	600 – 700
Закалка ТВЧ сквозная (m< 3мм)	48 – 52 HRC_э	48 – 52 HRC_э	500 – 600
Цементация	20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 25ХГМ, 12ХН3А	57 – 62 HRC_э	30 – 45 HRC_э	750 – 800
Цементация с автоматическим регулированием процесса	850 – 950
Азотирование	38Х2МЮА, 40ХНМА	< 67 HRC_э	24 – 40 HRC_э	12 HRC_э_ср + 290

Принимаем для выбранной марки стали и ТО (Сталь 40Х, улучшение и закалка ТВЧ) шестерни

[σ]_{Flim 1} = 600 МПа.

Для колеса (Сталь 40Х, улучшение)

[σ]_{Flim 2} = 1,75 HB_ср = 1,75 ∙ 246 = 431 МПа.

Принимаем для шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) S_{F 1} = 1.7.

Для колеса (улучшение) S_{F 2} = 1.7.

Коэффициент долговечности Y_N учитывает влияние ресурса:

(2)

Для выбранной ТО шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) принимаем Y_{Nmax 1} = 2.5 и q₁ = 9.

Для выбранной ТО колеса (улучшение) принимаем Y_{Nmax 2} = 4 и q₂ = 6.

Назначенный ресурс N_k вычисляют так же, как и при расчетах по контактным напряжениям.

Для шестерни:

N_{k ш} = 60 ∙ 183 ∙ 1 ∙ 33533.28 = 368195414.4

Т.к. N_{k ш} > N_FG, то принимаем N_{k ш} = N_FG = 4000000.

Y_{N ш} = 1

Для колеса:

N_{k кол} = 60 ∙ 183 ∙ 1 ∙ 33533.28 = 368195414.4

Т.к. N_{k кол} > N_FG, то принимаем N_{k кол} = N_FG = 4000000.

Y_{N кол} = 1

Принимаем Y_R = 1,1.

Так как в проектируемой передаче планируется реверсивный ход, то с учетом ТО принимаем

для шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) Y_{A 1} = 0.75 ;

для колеса (улучшение) Y_{A 2} = 0.65 .

Для шестерни:

[σ]_F1 = [σ]_{Flim 1}Y_{N ш}Y_RY_{A 1}/S_{F 1} = 291.18 МПа.

Для колеса:

[σ]_F2 = [σ]_{Flim 2}Y_{N кол}Y_RY_{A 2}/S_{F 2} = 181.27 МПа.

3.4 Проектный расчет

3.4.1 Межосевое расстояние

Предварительное значение межосевого растояния a_w‘, мм:

Поверхностная твердость и шестерни до 480 HB и колеса до 262 HB, поэтому коэффициент K принимаем равным 8.

U = 3.05;

a_w‘ = 157 мм.

Окружную скорость ν, м/с, вычисляют по формуле:

ν = 0.74 м/с.

Степень точности зубчатой передачи назначают по табл. 12:

Табл. 12 [1, табл. 2.5, стр. 17]

Степень точности по ГОСТ 1643-81	Допустимая окружная скорость υ, м/с, колес
прямозубых	непрямозубых
цилиндрических	конических	цилиндрических	конических
6 (передачи повышенной точности) 7 (передачи нормальной точности) 8 (передачи пониженной точности) 9 (передачи низкой точности)	до 20 до 12 до 6 до 2	до 12 до 8 до 4 до 1,5	до 30 до 20 до 10 до 4	до 20 до 10 до 7 до 3

При окружно скорости 0.74 м/с (что меньше 4 м/с) выбираем степень точности 9.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

где K_a = 450 – для прямозубых колес; K_a = 410 – для косозубых и шевронных, МПа; [σ]_H – в МПа.

при симметричном расположении 0,315-0,5;

при несимметричном 0,25-0,4;

при консольном расположении одного или обоих колес 0,25-0,4;

Принимаем ψ_ba = 0,31.

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

K_H = K_HνK_HβK_Hα.

Коэффициент K_Hν учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса.
Значения K_Hν принимают по табл. 13 в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скоросто и твердости рабочих поверхностей.

Табл. 13 [1, табл. 2.6, стр. 18]

Степень точности по ГОСТ 1643-81

Твердость на поверхности зубьев колеса

Значения K_Hυ при
υ, м/с

> 350 HB

1,02

1,01

1,06

1,03

1,10

1,04

1,16

1,06

1,20

1,08

≤ 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,16

1,06

1,25

1,09

1,32

1,13

> 350 HB

1,02

1,01

1,06

1,03

1,12

1,05

1,19

1,08

1,25

1,10

≤ 350 HB

1,04

1,02

1,12

1,06

1,20

1,08

1,32

1,13

1,40

1,16

> 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,15

1,06

1,24

1,09

1,30

1,12

≤ 350 HB

1,05

1,02

1,15

1,06

1,24

1,10

1,38

1,15

1,48

1,19

> 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,17

1,07

1,28

1,11

1,35

1,14

≤ 350 HB

1,06

1,02

1,12

1,06

1,28

1,11

1,45

1,18

1,56

1,22

Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых, в знаменателе – для косозубых хубчатых колёс.

Для степени точности 9, максимальной окружной скорости 0.74 м/с, твердости HB≤350 принимаем K_Hν = 1.02.

Значение коэффициента K_Hβ⁰ принимают по таблице 14 в зависимости от коэффициента ψ_bd = b₂/d₁, схемы передачии твердости зубьев.
Так как ширина колеса и диаметр шестерни еще не определены, значение коэффициента ψ_bd вычисляют ориентировочно:

ψ_bd = 0,5ψ_ba (u 1);

ψ_bd = 0,5 ∙ 0.31 ∙ (3.05 + 1) = 0.6.

Коэффициент K_Hβ определяют по формуле:

K_Hβ = 1 + (K_Hβ⁰ – 1)K_Hw,

где K_Hw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значения находят в зависимости от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью (табл. 15).

Коэффицент K_Hα определяют по формуле:

K_Hα = 1 + (K⁰_Hα – 1)K_Hw,

Рис. 5 [1, рис. 2.4, стр. 19]

Табл. 14 [1, табл. 2.7, стр. 19]

Ψ_bd

Твердость на поверхности зубьев колеса

Значения K_Hβ^o для
схемы передачи по рис. 1 [1, рис. 2.4, стр. 19]

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

≤ 350 HB

> 350 HB

≤ 350 HB

> 350 HB

≤ 350 HB

> 350 HB

≤ 350 HB

> 350 HB

≤ 350 HB

> 350 HB

≤ 350 HB

> 350 HB

≤ 350 HB

> 350 HB

1.17

1.43

1.27

—

1.45

—

1,12

1,24

1,18

1,43

1,27

—

1,05

1,11

1,08

1,20

1,12

1,28

1,15

1,38

1,18

1,48

1,23

—

1,28

—

1,03

1,08

1,05

1,13

1,08

1,20

1,10

1,27

1,13

1,34

1,17

1,42

1,20

—

1,02

1,05

1,04

1,08

1,05

1,13

1,07

1,18

1,08

1,25

1,12

1,31

1,15

—

1,02

1,03

1,05

1,03

1,07

1,04

1,11

1,06

1,15

1,08

1,20

1,11

1,26

1,01

1,02

1,04

1,02

1,06

1,03

1,08

1,04

1,12

1,06

1,16

Табл. 15 [1, табл. 2.8, стр. 19]

Твердость на поверхности зубьев

Значения K_Hw при
ν, м/с

200 HB

250 HB

300 HB

350 HB

43 HRC_э

47 HRC_э

51 HRC_э

60 HRC_э

0,19

0,26

0,35

0,45

0,53

0,63

0,71

0,80

0,20

0,28

0,37

0,46

0,57

0,70

0,90

0,22

0,32

0,41

0,53

0,63

0,78

1,00

0,27

0,39

0,50

0,64

0,78

0,98

1,00

0,32

0,45

0,58

0,73

0,91

1,00

0,54

0,67

0,87

1,00

для прямозубых передач

K⁰_Hα = 1 + 0,06(n_ст – 5), при условии 1 ≤ K⁰_Hα ≤ 1,25;

для косозубых передач

K⁰_Hα = 1 + A(n_ст – 5), при условии 1 ≤ K⁰_Hα ≤ 1,6,

где A = 0,15 – для зубчатых колес с твердостью H₁ и H₂ > 350 HB и A = 0,25 при H₁ и H₂ ≤ 350 HB или H₁ > 350 HB и H₂ ≤ 350 HB.

K⁰_Hα = 1 + 0.25(9 – 5) = 2

Принимаем коэффициент K_Hw по табл. 15 равным (ближайшее значение твердости по таблице 250 HB или 23 HRC к твердости колеса 262 HB) 0.26.

K_Hα = 1 + (2 – 1)0.26 = 1.26;

Принимаем коэффициент K_Hβ⁰ по табл. 14 (схема 5) равным 1.04.

K_Hβ = 1 + (1.04 – 1) 0.26 = 1.0104;

K_H = 1.02 ∙ 1.0104 ∙ 1.26 = 1.3.

Уточнённое значение межосевого расстояния:

a_w = 211.1 мм;

Принимаем a_w = 220 мм;

3.4.2 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

d₂ = 2a_wu/(u 1);

d₂ = 2 ∙ 220 ∙ 3.05 / (3.05 + 1) = 331.36 мм;

Ширина:

b₂ = ψ_ba ∙ a_w;

b₂ = 0.31 ∙ 220 = 68 мм.

Принимаем выбранное из стандартного ряда Ra 40 значение ширины:

b₂ = 71 мм.

3.4.3 Модуль передачи

Максимально допустимый модуль m_max, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания [1, стр. 20]

m_max ≈ 2a_w/[17(u 1)];

m_max ≈ 2 ∙ 220 / [17(3.05 + 1)] = 6.39 мм.

Минимальное значение модуля m_min, мм, определяют из условия прочности [1, стр. 20]:

Табл. 16 [1, табл. 2.9, стр. 20]

Степень точности по ГОСТ 1643-81

Твердость на поверхности зубьев колеса

Значения K_Fυ при
υ, м/с

> 350 HB

1,02

1,01

1,06

1,03

1,10

1,06

1,16

1,06

1,20

1,08

≤ 350 HB

1,06

1,03

1,18

1,09

1,32

1,13

1,50

1,20

1,64

1,26

> 350 HB

1,02

1,01

1,06

1,03

1,12

1,05

1,19

1,08

1,25

1,10

≤ 350 HB

1,08

1,03

1,24

1,09

1,40

1,16

1,64

1,25

1,80

1,32

> 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,15

1,06

1,24

1,09

1,30

1,12

≤ 350 HB

1,10

1,04

1,30

1,12

1,48

1,19

1,77

1,30

1,96

1,38

> 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,17

1,07

1,28

1,11

1,35

1,14

≤ 350 HB

1,11

1,04

1,33

1,12

1,56

1,22

1,90

1,36

—

1,45

Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых, в знаменателе – для косозубых зубчатых колес.

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба

K_F = K_FνK_FβK_Fα.

Коэффициент K_Fν учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Значения K_Fν принимают по табл. 16 [1, табл. 2.9, стр. 20] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей.

Для степени точности 9, максимальной окружной 0.74 м/с, твердости HB≤350 принимаем K_Fν=1.04.

K_F = K_Fν = 1.04.

m_min = 0.81 мм.

Ряд 1, мм …..	1,0;	1,25;	1,5;	2,0;	2,5;	3,0;	4,0;	5,0;	6,0;	8,0;	10,0;
Ряд 2, мм …..	1,12;	1,37;	1,75;	2,25;	2,75;	3,5;	4,5;	5,5;	7,0;	9,0;

Принимаем из стандартного ряда m = 2.75 мм.

3.4.4 Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес [1, стр. 21]

β_min = arcsin(4m/b₂);

β_min = arcsin(4∙2.75/71) = 8.91^o.

Суммарное число зубьев

z_s = 2a_wcosβ_min/m = 158.07.

β = arccos[z_sm/(2a_w)].

z_s = 158;

β = arccos[158 ∙ 2.75/(2∙220)] = 9.07^o.

Справочно: для косозубых колес β = 8…20^o, для шевронных – β = 25…40^o.

3.4.5 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни [1, стр. 21]

z₁ = z_s / (u 1) ≥ z_1min;

z₁ = 158 / (3.05 + 1) = 39.01.

Значение z₁ округляют в ближайшую сторону до целого числа. [1, стр. 21]

z₁ = 39.

Число зубьев колеса внешнего зацепления z₂ = z_s – z₁.

z₂ = 158 – 39 = 119.

3.4.6 Фактическое передаточное число

u_ф = z₂/z₁ = 119/39 = 3.05.

Отклонение от номинального передаточного числа

Δ = (u – u_ф)/u = 0 %.

3.4.7 Диаметры колес

Рис. 6 [1, рис. 2.5, стр. 22]

Рис. 7 [1, рис. 2.6, стр. 22]

Делительные диаметры d [1, стр. 22]:

шестерни…………………………………..d₁ = z₁m/cosβ;

колеса внешнего зацепления…………d₂ = 2a_w – d₁;

колеса внутреннего зацепления……..d₂ = 2a_w + d₁;

d₁ = 39 ∙ 2.75 / cos9.07^o = 108.61 мм;

d₂ = 2 ∙ 220 – 108.61 = 331.39 мм.

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления [1, стр. 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;

a = 0.5 ∙ 2.75 ∙ (119+39) = 217.25 мм;

y = -(220 – 217.25)/2.75 = -1;

d_a1 = 108.61 + 2 ∙ [1-(-1)] ∙ 2.75 = 119.61 мм;

d_f1 = 108.61 – 2 ∙ 1,25 ∙ 2.75 = 101.74 мм;

d_a2 = 331.39 + 2 ∙ [1-(-1)] ∙ 2.75 = 342.39 мм;

d_f2 = 331.39 – 2 ∙ 1,25 ∙ 2.75 = 324.52 мм;

3.4.8 Размеры заготовок

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

Значения D_заг, C_заг, S_заг (мм) вычисляются по формулам: для цилиндрической шестерни (рис. 7, а) D_заг = d_a + 6 мм; для колеса с выточками (рис. 7, в) C_заг = 0,5b₂ и S_заг =8m; для колеса без выточек (рис. 6) S_заг = b₂ + 4 мм.

D_заг1 = 119.61 + 6 мм = 125.61 мм;

D_заг2 = 342.39 + 6 мм = 348.39 мм;

S_заг2 = 71 + 4 мм = 75 мм.

3.4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения [1, стр. 23]

где Z_σ = 9600 для прямозубых и Z_σ = 8400 для косозубых передач, МПа^1/2.

σ_H = 450.05 МПа;

σ_H меньше [σ_H] на 6.79%.

Ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

3.4.10 Силы в зацеплении

Рис. 8 [1, рис. 2.7, стр. 23]

Окружная

F_t = 2∙10³∙T₁/d₁;

F_t = 2∙10³∙348.39/108.61 = 6415.43 Н;

радиальная

F_r = F_ttgα/cosβ

(для стандартного угла α=20^o tgα=0,364);

F_r = 6415.43 ∙ 0.364/cos9.07^o = 2364.78 Н;

осевая

F_a = F_ttgβ;

F_a = 6415.43 ∙ tg9.07^o = 1023.99 Н.

4. Эскизное проектирование

После определения межосевых расстояний, размеров колес и червяков приступают к разработке конструкции редуктора или коробки передач. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют положение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступенчатых валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки. [1, стр. 42]

4.1 Проектные расчеты валов

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [1, стр. 42]:

для быстроходного (входного) вала

d_вх = 18 мм;

для промежуточного

d_{К пр} = 35.2 мм;

для тихоходного (выходного)

d_вых = 40.4 мм;

Рис. 9 [1, рис. 3.1(а), стр. 43]

Рис. 10 [1, рис. 3.1(б), стр. 43]

Рис. 11 [1, рис. 3.1(в), стр. 43]

В приведенных формулах T_Б, T_Т – номинальные моменты, Н∙м. Большие значенияБольшие значения d и d_k принимают для валов на роликоподшипниках, для валов шевронных передач и промежуточных валов соосных передач при твердости колеса выше 55 HRC_э.

Вычисленные значения диаметров откругляют в ближайшую сторону до стандартных (см. табл. 24.1[1]).

Диаметры валов быстроходного, промежуточного и тихоходного валов согласуют с диаметрами валов по табл. 24.27 [1] и с диаметрами отверстий устанавливаемых на них деталей (шкива, звездочки, полумуфты).

Принимаем диаметры и длины концов согласно таблице 24.28 [1]

d_вх = 18 мм;

d_вых = 40 мм.

Высоту t_цил(t_кон) заплечника, координату r фаски подшипника и размер f (мм) фаски колеса принимают в зависимости от диаметра d [1, стр. 42].

Диаметры под подшипники:

d_{П вх} = 18 + 2∙3 = 24 мм;

d_{П пр} = 35.2 – 3∙2.5 = 27.7 мм;

d_{П вых} = 40 + 2∙3.5 = 47 мм.

Принимаем посадочные места под подшипники согласно ГОСТ 8338-75 на подшипники шариковые радиальные однорядные (табл. 24.10 [1]):

d_{П вх} = 25 мм;

d_{П пр} = 30 мм;

d_{П вых} = 50 мм.

Диаметры безконтактных поверхностей:

d_{БП вх} = 25 + 3∙1.5 = 29.5 мм;

d_{БП пр} = 30 + 3∙2.5 = 37.5 мм;

d_{БП вых} = 50 + 3∙2.5 = 57.5 мм.

Принимаем диаметр тихоходного вала для установки зубчатого колеса:

d_{К вых} = 59.5 мм.

4.2 Расстояния между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор “а” (мм) [1, стр.45]:

где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

a = 11.4 мм.

Вычисленное значение a округляют в большую сторону до целого числа. В дальнейшем по a будем понимать также расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса. [1, стр. 45]

Принимаем

a = 12 мм.

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов и коробок передач принимают [1, стр. 45]:

b₀ ≥ 3a.

Принимаем

b₀ = 36 мм.

4.3 Выбор типов подшипников

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. Первоначально назначают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то принимают подшипники средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес применяют подшипики конические роликовые. [1, стр.47]

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии.

Обычно используют подшипники класса точности 0. Подшипники более высокой точности применяют для опор валов, требующих повышенной точности вращения или работающих при особо высоких чатотах вращения. [1, стр. 47]

4.4 Схемы установки подшипников

Схема установки подшипников “враспор” конструктивно наиболее проста. Ее широко применяют при относительно коротких валах. При установке в опорах радиальных шариковых подшипников отношение l/d ≈ 8…10. [1, стр. 49]

Валы в двухступенчатых цилиндрических редукторах считаются относительно короткими, поэтому назначаем схему установки подшипников “враспор”.

Рис. 12 [1, рис. 3.9, стр. 48]

4.5 Составление компоновочной схемы

Компоновочные схемы изделия составляют для того, чтобы оценить соразмерность узлов и деталей привода. Ранее выполненный эскизный проект редуктора (коробки передач) и выбранный электродвигатель, если их рассматривать отдельно, не дают ясного представления о том, что же в конечном итоге получилось. Нужно их упрощенно изобразить вместе с приводным валом, на одном листе, соединенными друг с другом непосредственно, с применением муфт или ременной (цепной) передачи. Компоновочные схемы выполняются в масштабе уменьшения. Они служат прообразом чертежа общего вида привода. [1, стр. 52]

5. Конструирование зубчатых колес первой ступени

По результатам разработки эскизного проекта были вычерчены контуры зубчатых колес и червяков. Следующим шагом является конструктивная обработка их формы. [1, стр. 62]

5.1 Шестерня

Форма зубчатого колеса может быть плоской (рис.8, а, б) или с выступающей ступицей (рис.8, в). Значительно реже (в одноступенчатых редукторах) колеса делают со ступицей, выступающей в обе стороны.[1, стр. 62]

Рис. 13 [1, рис. 5.1, стр. 62]

На рис. 13 показаны простейшие формы колес, изготовляемых в единичном и мелкосерийном производстве. Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием, на дисках колес выполняют выточки (рис. 13, б, в). При диаметре d_a < 80 мм эти выточки, как правило, не делают (рис. 13, а). [1, стр. 62]

d_a1 = 72.17 мм;

Так как d_a1 < 80 , то выточки не производим.

Длину l_ст посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше b₂ зубчатого венца (l_ст>b₂). Принятую длину ступицы согласуют с расчетной (см. расчет соединения шлицевого, с натягом или шпоночного, выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал) и с диаметром посадочного отверстия d [1, стр. 63]:

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

Так как зубчатое колесо выполнено совместно с валом, то рассчитывать ступицу нет необходимости.

На торцах зубчатого венца (зубьях и углах обода) выполняют фаски f = (0,5…0,6)m, которые округляют до стандартного значения (см. ниже). [1, стр. 63]

На прямозубых зубчатых колесах при твердости рабочих поверхностей менее 350 HB – под углом α_ф = 45^o (рис. 13, а, б), а при более высокой твердости α_ф = 15…20^o(рис. 13, в). [1, стр. 63]

Фаска венца

f = 0,5 ∙ m = 0,5 ∙ 1.75 = 0.88 мм;

округленная до стандартного значения

f = 1 мм.

Стандартные значения фасок:

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

5.2 Зубчатое колесо

d_a2 = 261.35 мм;

Так как d_a2 > 80 , то выточки выполним выточки на торце колеса глубиной 2 мм.

Принимаем

l_ст = 1,2d = 1.2 ∙ 35.2 = 42.24 мм.

Принимаем l_ст = b₂ = 50 мм.

Ширину S торцов зубчатого венца принимают [1, стр. 63]:

S = 2,2m + 0,05b₂,

где m – модуль зацепления, мм.

S = 2.2 ∙ 1.75 + 0.05 ∙ 50 = 6.4 мм.

Фаска венца

f = 0,5 ∙ m = 0,5 ∙ 1.75 = 0.88 мм;

округленная до стандартного значения

f = 1 мм.

6. Конструирование зубчатых колес второй ступени

6.1 Шестерня

d_a1 = 119.61 мм;

Так как d_a1 > 80 , то выточки выполним выточки на торце колеса глубиной 2 мм.

Так как зубчатое колесо выполнено совместно с валом, то рассчитывать ступицу нет необходимости.

Ширину S торцов зубчатого венца принимают [1, стр. 63]:

S = 2,2m + 0,05b₂,

где m – модуль зацепления, мм.

S = 2.2 ∙ 2.75 + 0.05 ∙ 71 = 9.6 мм.

Фаска венца

f = 0,5 ∙ m = 0,5 ∙ 2.75 = 1.38 мм;

округленная до стандартного значения

f = 1.6 мм.

6.2 Зубчатое колесо

d_a2 = 342.39 мм;

Так как d_a2 > 80 , то выточки выполним выточки на торце колеса глубиной 2 мм.

Принимаем

l_ст = 1,2d = 1.2 ∙ 59.5 = 71.4 мм.

При l_ст>b₂ выступающую часть ступицы располагают по направлению действия осевой силы F_a в зацеплении. [1, стр. 63]

Диаметр d_ст назначают в зависимости от материала ступицы: для стали d_ст = (1,5…1,55)d; чугуна d_ст = (1,55…1,6)d; легких сплавов d_ст = (1,6…1,7)d: меньшие значения для шлицевого колеса с валом, большие – для шпоночного и соединения с натягом. [1, стр. 63]

Назначаем

d_ст = 1.55d = 1.55 ∙ 59.5 = 92.23 мм;

Округлим полученные значения до целых

l_ст = 71 мм;

d_ст = 92 мм.

Ширину S торцов зубчатого венца принимают [1, стр. 63]:

S = 2,2m + 0,05b₂,

где m – модуль зацепления, мм.

S = 2.2 ∙ 2.75 + 0.05 ∙ 71 = 9.6 мм.

Фаска венца

f = 0,5 ∙ m = 0,5 ∙ 2.75 = 1.38 мм;

округленная до стандартного значения

f = 1.6 мм.

7. Подбор шпоночных соединений

7.1 Подбор шпоноки для соединения зубчатого колеса и промежуточного вала

При установке колес на валах необходимо обеспечить надежное базирование колеса по валу, передачу вращающего момента от колеса к валу или от вала к колесу. [1, стр. 77]

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призамтические и сегментные шпонки. [1, стр. 77]

Рис. 14 [1, рис. 6.1, стр. 77]

Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; концы скругленные (рис. 9, а) или плоские (рис. 9, б). Стандарт для каждого диаметра вала определнные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры b и h берут из табл. 9 [1, табл. 24.29] и определяют расчетную длину l_р шпонки. Длину l = l_р + b шпонки со скругленными или l = l_р с плоскими торцами выбирают из стандартного ряда (табл. 9). Длину ступицы назначают на 8…10 мм больше длины шпонки.

Назначаем в качестве соединения призматическую шпонку со скругленными концами.

Табл. 9 [1, табл. 24.29, стр. 432] Шпонки призматические (из ГОСТ 23360-78)

Диаметр
вала, d

Сечение
шпонки

Фаска
у шпонки s

Глубина
паза

Длина
l

вала
t₁

ступицы
t₂

Св. 12
до 17

>> 17 >> 22

>> 22 >> 30

0,25 – 0,4

3,5

2,3

2,8

3,3

10 – 56

14 – 70

18 – 90

>> 30 >> 38

>> 38 >> 44

>> 44 >> 50

>> 50 >> 58

>> 58 >> 65

0,4 – 0,6

5,5

3,3

3,8

4,3

4,4

22 – 110

28 – 140

36 – 160

45 – 180

50 – 200

>> 65 >> 75

>> 75 >> 85

>> 85 >> 95

0,6 – 0,8

7,5

4,9

5,4

56 – 220

63 – 250

70 – 280

Примечания. 1. Длину l (мм) призматической шпонки выбирают из ряда: 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 250, 280.

При диаметре вала 35.2 мм и длине ступицы 50 выбираем шпонку со следующими параметрами:

b = 10 мм;

h = 8 мм;

s = 0.4 мм;

t₁ = 5 мм;

t₂ = 3.3 мм.

Длину шпонки назначим примерно на 8…10 мм меньше длины ступицы, согласно стандартному ряду длин для шпонок:

l = 45 мм.

При передаче момента шпоночным соединением посадки можно принимать по следующим рекомендациям (посадки с большим натягом – для колес реверсивных передач) [1, стр. 77]:

для колес цилиндрических прямозубых………………….. H7/p6 (H7/r6);

для колес цилиндрических косозубых и червячных…… H7/r6 (H7/s6);

для колес конических………………………………………….. H7/s6 (H7/t6);

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

Назначаем посадку шпоночного соединения H7/r6.

Посадки шпонок регламентированы ГОСТ 23360-78 для призматических шпонок. Рекомендуют принимать поле допуска для ширины шпоночного паза вала для призматической шпонки P9, а ширины шпоночного паза отверстия P9.

7.2 Подбор шпоноки для соединения зубчатого колеса и выходного вала

Назначаем в качестве соединения призматическую шпонку со скругленными концами.

При диаметре вала 59.5 мм и длине ступицы 71 выбираем шпонку со следующими параметрами:

b = 18 мм;

h = 11 мм;

s = 0.4 мм;

t₁ = 7 мм;

t₂ = 4.4 мм.

Длину шпонки назначим примерно на 8…10 мм меньше длины ступицы, согласно стандартному ряду длин для шпонок:

l = 63 мм.

для колес цилиндрических прямозубых………………….. H7/p6 (H7/r6);

для колес цилиндрических косозубых и червячных…… H7/r6 (H7/s6);

для колес конических………………………………………….. H7/s6 (H7/t6);

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

Назначаем посадку шпоночного соединения H7/r6.

7.3 Подбор шпонок входного и выходного хвостовиков

Входной вал.

При диаметре хвостовика 18 мм и длине хвостовика 28 выбираем шпонку со следующими параметрами:

b = 6 мм;

h = 6 мм;

s = 0.25 мм;

t₁ = 3.5 мм;

t₂ = 2.8 мм.

Длину шпонки назначим примерно на 8…10 мм меньше длины хвостовика, согласно стандартному ряду длин для шпонок:

l = 16 мм.

Выходной вал.

При диаметре хвостовика 40 мм и длине хвостовика 110 выбираем шпонку со следующими параметрами:

b = 12 мм;

h = 8 мм;

s = 0.4 мм;

t₁ = 5 мм;

t₂ = 3.3 мм.

l = 90 мм.

8. Подбор подшипников качения на заданный ресурс

Расчет подшипников проводится по рекомендациям Дунаева П.Ф., Леликова О.П. [1, стр. 105-112].

8.1 Подшипники быстроходного вала

Исходные данные для расчета:
частота вращения вала n = 719.19 мин^-1;
требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%: L’_10ah = 33533.28 ч.;
диаметр посадочных поверхностей вала d = 25 мм;
максимальные длительно действующие силы: F_r1max = F_r/2 = 513.8 Н, F_r2max = F_r/2 = 513.8 Н, F_Amax = 401.32 Н;
режим нагружения – III – средний нормальный;
ожидаемая температура работы t_раб = 50^oC.

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности K_E = 0.56. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

F_r1 = K_EF_r1max = 0.56 ∙ 513.8 = 287.73 Н;

F_r2 = K_EF_r2max = 0.56 ∙ 513.8 = 287.73 Н;

F_A = K_EF_Amax = 0.56 ∙ 401.32 = 224.74 Н.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии 205. Схема установки подшипников – враспор.

Для выбранной схемы установки подшипников следует:

F_a1 = F_A = 224.74 Н;

F_a2 = 0.

Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1.

1. Для принятых подшипников из табл. 24.10 [1] находим:

C_r = 14000 Н;

C_0r = 6950 Н.

2. Отношение iF_a/C_0r = 1∙224.74/6950 = 0.032.

Из табл. 7.1 [1, стр.104] выписываем, применяя линейную интерполяцию значений (т.к. значение iF_a/C_0r является промежуточным) X = 0.56, Y = 1.95, e = 0.23.

3. Отношение F_a/(VF_r) = 224.74/(1∙287.73) = 0.781, что больше e = 0.23 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X = 0.56, Y = 1.95.

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

P_r = (VXF_r + YF_a)K_бK_т.

Принимаем K_б [1, табл. 7.4 стр 107]; K_т = 1 (t_раб < 100^o).

P_r = (1 ∙ 0.56 ∙ 287.73 + 1.95 ∙ 224.74) ∙ 1.4 ∙ 1 =

= 839.12 Н.

5. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a₁ = 1 (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.5 [1]), a₂₃ = 0.7 (обычные условия применения, см. стр. 108 [1]), k = 3 (шариковый подшипник):

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

= 1 ∙ 0.7 ∙ (14000/839.12)³∙(10⁶/60∙719.19) = 75338 ч.

6. Так как расчетный ресурс больше требуемого: L_10ah > L’_10ah (75338 > 33533.28), то предварительно назначенный подшипник 205 пригоден. При требуемом ресурсе 90%.

8.2 Подшипники промежуточного вала

Исходные данные для расчета:
частота вращения вала n = 183 мин^-1;
требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%: L’_10ah = 33533.28 ч.;
диаметр посадочных поверхностей вала d = 30 мм;
максимальные длительно действующие силы: F_r1max = F_r/2 = 513.8 Н, F_r2max = F_r/2 = 513.8 Н, F_Amax = 401.32 Н;
режим нагружения – III – средний нормальный;
ожидаемая температура работы t_раб = 50^oC.

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности K_E = 0.56. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

F_r1 = K_EF_r1max = 0.56 ∙ 513.8 = 287.73 Н;

F_r2 = K_EF_r2max = 0.56 ∙ 513.8 = 287.73 Н;

F_A = K_EF_Amax = 0.56 ∙ 401.32 = 224.74 Н.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии 206. Схема установки подшипников – враспор.

Для выбранной схемы установки подшипников следует:

F_a1 = F_A = 224.74 Н;

F_a2 = 0.

Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1.

1. Для принятых подшипников из табл. 24.10 [1] находим:

C_r = 19500 Н;

C_0r = 10000 Н.

2. Отношение iF_a/C_0r = 1∙224.74/10000 = 0.022.

Из табл. 7.1 [1, стр.104] выписываем, применяя линейную интерполяцию значений (т.к. значение iF_a/C_0r является промежуточным) X = 0.56, Y = 2.12, e = 0.21.

3. Отношение F_a/(VF_r) = 224.74/(1∙287.73) = 0.781, что больше e = 0.21 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X = 0.56, Y = 2.12.

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

P_r = (VXF_r + YF_a)K_бK_т.

Принимаем K_б [1, табл. 7.4 стр 107]; K_т = 1 (t_раб < 100^o).

P_r = (1 ∙ 0.56 ∙ 287.73 + 2.12 ∙ 224.74) ∙ 1.4 ∙ 1 =

= 892.61 Н.

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

= 1 ∙ 0.7 ∙ (19500/892.61)³∙(10⁶/60∙183) = 664683 ч.

6. Так как расчетный ресурс больше требуемого: L_10ah > L’_10ah (664683 > 33533.28), то предварительно назначенный подшипник 206 пригоден. При требуемом ресурсе 90%.

8.3 Подшипники выходного вала

Исходные данные для расчета:
частота вращения вала n = 60 мин^-1;
требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%: L’_10ah = 33533.28 ч.;
диаметр посадочных поверхностей вала d = 50 мм;
максимальные длительно действующие силы: F_r1max = F_r/2 = 1182.39 Н, F_r2max = F_r/2 = 1182.39 Н, F_Amax = 1023.99 Н;
режим нагружения – III – средний нормальный;
ожидаемая температура работы t_раб = 50^oC.

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности K_E = 0.56. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

F_r1 = K_EF_r1max = 0.56 ∙ 1182.39 = 662.14 Н;

F_r2 = K_EF_r2max = 0.56 ∙ 1182.39 = 662.14 Н;

F_A = K_EF_Amax = 0.56 ∙ 1023.99 = 573.43 Н.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии 210. Схема установки подшипников – враспор.

Для выбранной схемы установки подшипников следует:

F_a1 = F_A = 573.43 Н;

F_a2 = 0.

Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1.

1. Для принятых подшипников из табл. 24.10 [1] находим:

C_r = 19500 Н;

C_0r = 10000 Н.

2. Отношение iF_a/C_0r = 1∙573.43/10000 = 0.057.

Из табл. 7.1 [1, стр.104] выписываем, применяя линейную интерполяцию значений (т.к. значение iF_a/C_0r является промежуточным) X = 0.56, Y = 1.7, e = 0.26.

3. Отношение F_a/(VF_r) = 573.43/(1∙662.14) = 0.866, что больше e = 0.26 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X = 0.56, Y = 1.7.

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

P_r = (VXF_r + YF_a)K_бK_т.

Принимаем K_б [1, табл. 7.4 стр 107]; K_т = 1 (t_раб < 100^o).

P_r = (1 ∙ 0.56 ∙ 662.14 + 1.7 ∙ 573.43) ∙ 1.4 ∙ 1 =

= 1883.88 Н.

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

= 1 ∙ 0.7 ∙ (19500/1883.88)³∙(10⁶/60∙183) = 70703 ч.

6. Так как расчетный ресурс больше требуемого: L_10ah > L’_10ah (70703 > 33533.28), то предварительно назначенный подшипник 206 пригоден. При требуемом ресурсе 90%.

9. Конструирование корпусных деталей

При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки.
Основной материал корпусов – серый чугун не ниже марки СЧ15.[1, стр. 257]

Назначаем материалом корпуса чугун марки СЧ15.

Для редукторов толщину δ стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле [1, стр. 257]

где T – вращающий момент на выходном (тихоходном валу), Н∙м.

δ = 6 мм.

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом или тупым углом, сопрягают дугами радиусом r и R. Если стенки встречаются под острым углом, рекомендуют их соединять короткой вертикальной стенкой. В обоих случаях принимают: r ≈ 0,5δ; R ≈ 1,5δ, где δ – толщина стенки. [1, стр. 257]

Назначаем

r = 3 мм;

R = 9 мм;

Формовочные уклоны задают углом β или катетом a в зависимости от высоты h. [1, стр. 258]

Толщину наружных ребер жесткости у их основания принимают равной 0,9…1,0 толщины основной стенки δ. Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть 0,8δ. Высоту ребер принимают h_p ≥ 5δ. Поперечное сечение ребер жесткости выполняют с уклоном. [1, стр. 258]

Часто к корпусной детали прикрепляют крышки, фланцы, кронштейны. Для их установки и крепления на корпусной детали предусматривают опорные платики. Эти платики при неточном литье могут быть смещены. Учитывая это, размеры сторон опорных платиков должны быть на величину С больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Для литых деталей средних размеров С = 2…4 мм. [1, стр. 258]

При конструировании корпусных деталей следует отделять обрабатываемые поверхности от “черных” (необрабатываемых). Обрабатываемые поверхности выполняют в виде платиков, высоту h которых можно принимать h = (0,4…0,5)δ. [1, стр. 258]

Во избежании поломки сверла поверхность детали, с которой соприкасается сверло в начале сверления, должна быть перпендикулярна оси сверла. [1, стр. 258]

Корпуса современных редукторов очерчивают плоскими поверхнотями, все выступающие элементы (бобышки, подшипниковые гнезда, ребра жеткости) устраняют с наружных поверхностей и вводят внутрь корпуса, лапы под болты крепления к основанию не выступают за габариты корпуса, проушины для транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом. При такой конструкции корпус характеризуют большая жесткость и лучшие виброакустические свойства, повышенная прочность в местах расположения болтов крепления, уменьшение коробления при старении, возможность размещения большего объема масла, упрощение наружной очистки, удовлетворение современным требованиям технической эстетики. Однако масса корпуса из-за этого несколько возрастает, а литейная оснастка усложнена. [1, стр. 262]

Назначаем крепление крышки редуктора к корпусу болтами.

Диаметр d(мм) болтов крепления крышки принимают в зависимости от вращающего момента Т (Н∙м) на выходном валу редуктора:

Назначаем болты для крепления крышки редуктора и корпуса М10-6g х **.58.016 ГОСТ 7796-70.

Гайки для болтов крепления крышки редуктора и корпуса М10-6H.5 ГОСТ 15521-70.

Шайбы под гайки крепления крышки редуктора и корпуса 10 65Г ГОСТ 6402-70 (высота 2.5 мм).

Диаметр винта крепления редуктора к плите (раме): d_ф ≈ 1,25d, где d – диаметр винта (болта) крепления крышки и корпуса редуктора. [1, стр. 267]

d_ф ≈ 1,25 ∙ 10 ≈ 13 мм.

Согласованное значение с ГОСТ.

d_ф = 12 мм.

Высота шайбы под этот винт 3 мм.

10. Конструирование крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марок СЧ15, СЧ20. [1, стр. 148]

Назначаем материал крышек – чугун марки СЧ20.

Различают крышки привертные и закладные. Выбираем привертный тип крышек. Схема крышки изображена на рис. 15. Схема крышки с монжетным уплотнением – рис. 16.

Рис. 15 [1, рис. 8.2, а, стр. 149]

Рис. 16 [1, рис. 8.3, а, стр. 149]

Определяющими при конструировании крышек является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Ниже приведены рекомендации по выбору толщины δ стенки, диаметра d и числа z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от D:

D, мм……..	50…62	63…95	100…145	150…200
δ, мм……..	5	6	7	8
d, мм……..	6	8	10	12
z…………..	4	4	6	6

Размеры других конструктивных элементов крышки:

δ₁ = 1,2δ;

δ₂ = (0,9…1)δ;

D_ф = D + (4…4,4)d;

c ≈ d.

Крышки подшипников входного вала.

D = 52 мм.

Назначаем

δ = 5 мм;

d = 6 мм;

z = 4 мм;

δ₁ = 6 мм;

δ₂ = 5 мм;

D_ф = 78 мм;

c = 6 мм.

Крышки подшипников промежуточного вала.

D = 62 мм.

Назначаем

δ = 5 мм;

d = 6 мм;

z = 4 мм;

δ₁ = 6 мм;

δ₂ = 5 мм;

D_ф = 88 мм;

c = 6 мм.

Крышки подшипников выходного вала.

D = 90 мм.

Назначаем

δ = 6 мм;

d = 8 мм;

z = 4 мм;

δ₁ = 7 мм;

δ₂ = 6 мм;

D_ф = 125 мм;

c = 8 мм.

11. Расчет ременной передачи

Расчет диаметра меньшего шкива d₁, мм, если он не назначается по конструктивным соображениям исходя из габаритов установки, производят по формуле М.А. Саверина:

где Р₁ – мощность на ведущем шкиве, кВт; n₁ – частота вращения ведущего шкива, об/мин.

Имея n₁ = 719.19 об/мин и требуемую мощность для привода Р₁ = 7.24 кВт, и используя коэффициент 1200, получаем:

d₁ = 259 мм.

Расчетный диаметр ведущего шкива не должен быть меньше минимально допустимого и принимаемого по рекомендациям табл. в зависимости от предварительно назначенного материала и типа ремня.

Число прокладок	Резинотканевые ремни с каркасом из ткани
Б-800, Б-820	БКНЛ-65, БКНЛ-65-2

с прослойками	без прослоек	с прослойками	без прослоек
3	180/140	140/112	140/112	125/90
4	224/180	200/140	180/140	160/112
5	315/224	250/180	224/180	200/140
6	355/315	315/224	280/200	224/180
синтетические ремни
Толщина d , мм	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0	1,1	1,2
d_min, мм	28	36	45	56	63	71	80	90	100

В данной работе мы не определяем конструкцию шкивов, а определяем только значения диаметров, чтобы в дальнейшем определить тяговое усилие ремня, которое необходимо для расчета вала на прочность.

Округлим полученное значение диаметра до значения из стандартного ряда R_a:

d₁ = 260 мм.

Определим диаметр ведомого шкива по формуле:

d₂ = d₁∙0,99∙U_р,

где U_р – заданное передаточное отношение ременной передачи (U_р = 2), а коэффициент 0,99 есть коэффициент упругого скольжения, принимаемый для резинотканевых ремней.

d₂ = 514.8 мм.

Округлим полученное значение диаметра до ближайшего значения из стандартного ряда R_a:

d₂ = 530 мм.

Действительное передаточное число ременной передачи:

U_р = d₂/(0,99∙d₁);

U_р = 2.06.

Определим тяговое усилие ремня на вал.

F_р = T₁/d₂;

где T₁ – момент на входном валу редуктора.

F_р = 1000∙91.39/530 = 172.4 Н.

12. Расчет валов на прочность

Расчет на статическую прочность. Проверку статической прочтности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывании предохранительного устройства). [1, стр. 165]

Величина нагрузки зависит от конструкции передачи (привода). Так при наличии предохранительной муфты величину перегрузки определяет момент, при котором эта муфта срабатывает. При отсутствии предохранительной предохранительной муфты возможную перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя. [1, стр. 165]

В расчете используют коэффициент перегрузки K_п = T_max/T, где T_max – максимальный кратковременный действующий вращающий момент (момент перегрузки); T – номинальный (расчетный) вращающий момент. [1, стр. 165]

Коэффициент перегрузки выбирается по справочной таблице 24.9 [1]. Для выбранного двигателя:

K_п = 2.2 .

В расчете определяют нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

σ = 10³M_max/W + F_max/A; τ = 10³M_кmax/W_к,

где – суммарный изгибающий момент, Н∙м; M_кmax = T_max = K_пT – крутящий момент, Н∙м; F_max = K_пF – осевая сила, Н; W и W_к – моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм³; A – площадь поперечного сечения, мм². [1, стр. 166]

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести σ_т и τ_т материала см. табл. 10.2[1]) [1, стр. 166]:

S_тσ = σ_т/σ; S_тτ = τ_т/τ.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений [1, стр. 166]

Статическую прочность считают обеспеченной, если S_т ≥ [S_т], где [S_т] = 1,3…2 – минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответсвенности конструкции и последствий разружения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля). [1, стр. 166]

Рис. 17 [рис. 10.13, в]

Моменты сопротивления W при изгибе, W_к при кручении и площадь A вычисляют по нетто-сечению для вала с одним шпоночным пазом [1, стр. 166]:

W = πd³/32 – bh(2d-h)²/(16d);

W_к = πd³/16 – bh(2d-h)²/(16d);

A = πd²/4 – bh/2.

При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. [1, стр. 164]

12.1 Входной вал

Расчет на статическую прочность. Расчет на прочность производится с помощью программных средств сайта http://sopromat.org

Длины участков для всех схем вала:

L1 = 37 мм; L2 = 37 мм; L3 = 36.5 мм; L4 = 14 мм.

Действующие номинальные нагрузки:

F_t = 2794.37 Н (тяговая нагрузка в зацеплении);

F_r = 1027.59 Н (радиальная нагрузка в зацеплении);

F_a = 401.32 Н (осевая нагрузка в зацеплении);

F_р = 172.4 Н (тяговая сила ремня);

T = 91.39 Н∙м.

В расчетной схеме предполагается, что продольная ось ремня параллельна действию тяговой нагрузки в зацеплении передачи.

Расчетная схема вала для построения эпюры M_x (на схеме P_y(b)=F_r):

Эпюра M_x:

Расчетная схема вала для построения эпюры M_y (на схеме P_y(b)=F_t, P_y(d)=F_р):

Эпюра M_y:

Расчетная схема вала для построения эпюры N:

Эпюра N (осевые факторы):

Расчетная схема вала для построения эпюры M_кр:

Эпюра M_кр:

Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его:

M_x = 19010 Н∙мм;

M_y = 48550 Н∙мм;

F = 401 Н;

M_к = 91 Н∙м;

M_max = 114706 Н∙мм;

F_max = 2.2 ∙ 401 = 882.2 Н;

M_кmax = 2.2 ∙ 91 = 200.2 Н∙м.

Расчетный диаметр в сечении вала-шестерни: d = 29.5 мм.

W = 2520.38 мм³;

W_к = 5040.76 мм³;

A = 683.49 мм².

σ = 46.8 МПа;

τ = 39.72 МПа.

Частные коэффициенты запаса:

S_Tσ = 16.03;

S_Tτ = 11.33;

Общий коэффициент запаса:

S_T =9.25.

Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее расчитанные параметры окончательными.

12.2 Промежуточный вал

Длины участков для всех схем вала:

L1 = 47.5 мм; L2 = 72.5 мм; L3 = 37 мм.

Действующие номинальные нагрузки:

F_t = 2794.37 Н (тяговая нагрузка в зацеплении);

F_r1 = 2364.78 Н (радиальная нагрузка в зацеплении шестерни на этом вале);

F_r2 = 1027.59 Н (радиальная нагрузка в зацеплении колеса на этом вале);

F_a1 = 1023.99 Н (осевая нагрузка в зацеплении шестерни на этом вале);

F_a2 = 401.32 Н (осевая нагрузка в зацеплении колеса на этом вале);

T = 348.39 Н∙м.

Расчетная схема вала для построения эпюры M_x (на схеме P_y(b)=F_r2, P_y(c)=F_r1):

Эпюра M_x:

Расчетная схема вала для построения эпюры M_y (на схеме P_y(b)=F_t2, P_y(c)=F_t1):

Эпюра M_y:

Расчетная схема вала для построения эпюры N:

Эпюра N (осевые факторы):

Расчетная схема вала для построения эпюры M_кр:

Эпюра M_кр:

M_x = 78380 Н∙мм;

M_y = 150149 Н∙мм;

F = 623 Н;

M_к = 348 Н∙м;

M_max = 372626.7 Н∙мм;

F_max = 2.2 ∙ 623 = 1370.6 Н;

M_кmax = 2.2 ∙ 348 = 765.6 Н∙м.

Диаметр в сечении: d = 35.2 мм.

Размеры шпоночного соединения (см. рис. 17): b = 10 мм; h = 8 мм.

W = 3728.72 мм³;

W_к = 8010.54 мм³;

A = 933.14 мм².

σ = 101.4 МПа;

τ = 95.57 МПа.

Частные коэффициенты запаса:

S_Tσ = 7.4;

S_Tτ = 4.71;

Общий коэффициент запаса:

S_T =3.97.

12.3 Выходной вал

Длины участков для всех схем вала:

L1 = 47.5 мм; L2 = 47.5 мм; L3 = 85 мм; L4 = 55 мм.

Действующие номинальные нагрузки:

F_t = 6415.43 Н (тяговая нагрузка в зацеплении);

F_r = 2364.78 Н (радиальная нагрузка в зацеплении);

F_a = 1023.99 Н (осевая нагрузка в зацеплении);

T = 1030.72 Н∙м.

Расчетная схема вала для построения эпюры M_x (на схеме P_y(b)=F_r):

Эпюра M_x:

Расчетная схема вала для построения эпюры M_y (на схеме P_y(b)=F_t):

Эпюра M_y:

Расчетная схема вала для построения эпюры N:

Эпюра N (осевые факторы):

Расчетная схема вала для построения эпюры M_кр:

Эпюра M_кр:

M_x = 56164 Н∙мм;

M_y = 152366 Н∙мм;

F = 1024 Н;

M_к = 1031 Н∙м;

M_max = 357253.1 Н∙мм;

F_max = 2.2 ∙ 1024 = 2252.8 Н;

M_кmax = 2.2 ∙ 1031 = 2268.2 Н∙м.

Диаметр в сечении: d = 59.5 мм.

Размеры шпоночного соединения (см. рис. 17): b = 18 мм; h = 11 мм.

W = 18254.1 мм³;

W_к = 38934.11 мм³;

A = 2681.51 мм².

σ = 20.41 МПа;

τ = 58.26 МПа.

Частные коэффициенты запаса:

S_Tσ = 36.75;

S_Tτ = 7.72;

Общий коэффициент запаса:

S_T =7.56.

13. Выбор манжетных уплотнений

Назначим манжеты по ГОСТ 8752-79. Выбор манжеты осуществляется таким образом, чтобы согласовывались диаметр отверстия манжеты и диаметр вала d, наружный диаметр D₁, ширина манжеты h₁ с соотеветсвующими размерами.

Рис. 18 [1, стр. 430]

В данном проектном расчете при подборе манжет будем учитывать только равенство диаметра вала и отверстия манжеты.

Назначаем тип манжет 1. Наружный диаметр D₁ соответствует ряду 1 ГОСТа.

13.1 Входной вал

Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:

d = 25 мм;

D₁ = 42 мм;

h₁ = 8 мм.

13.2 Промежуточный вал

Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:

d = 30 мм;

D₁ = 52 мм;

h₁ = 10 мм.

13.3 Выходной вал

Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:

d = 50 мм;

D₁ = 70 мм;

h₁ = 10 мм.

14. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей. [1, стр. 172]

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колоса при вращении увдекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. [1, стр. 172]

Картерное смазывание применют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/c. При более высоких скоростях масло сбрасывает с зубьев центробежная сила и зацепление работает при недостаточном смазывании. Кроме того, заметно возрастают потери мощности на перемешивание масла, повышается его температура. [1, стр. 172]

Окружная скорость зацепления второй (см. пункт “Расчет межосевого расстояния”):

ν = 0.74 м/с.

Картерная система смазывания подходит для проектируемой передачи.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин.

Преимущественное применение имеют масла. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимость от контактного напряжения о окружной скорости колес (табл. 18).

Таблица 18 [1, табл. 11.1]

Контактные напряжения σ_H, МПа	Рекомендуемая кинематическая вязкость, мм²/c при окружно скорости м/c
до 2	2…5	св. 5

Для зубчатых передач при 40^о C

До 600

600…1000

1000…1200

Для червячных передач при 100^о C

До 200

200…250

250…300

Для предельного контактного напряжения 482.81 МПа и окружной скорости 0.74 м/с выбираем рекомендованное значение кинематической вязкости масла 34 мм²/c.

По табл. 19 выбирают марку масла для смазывания зубчатых и червячных передач. [1, стр. 172]

Таблица 19 [1, табл. 11.2]

Марка масла

Кинематическая вязкость, мм²/c

Для зубчатых передач при 40^о C

И-Л-А-22

И-Г-А-32

И-Г-А-46

И-Г-А-68

19…25

29…35

41…51

61…75

Для червячных передач при 100^о C

И-Г-С-220

И-Т-С-320

Авиац. МС-20

Цилиндровое 52

20,5

Для рекомендуемой вязкости 34 мм²/c выбираем масло индустриальное И-Г-А-32.

Уровень полгружения должен быть таким, чтобы в масло были погружены венецы зубчатых колес обоих ступеней, т.к. скорость в зацеплении меньше 1 м/с.

Список используемой литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000. – 447 с., ил.

2. Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя. В 3-х томах. Т.1. – 6е изд., перераб и доп. – М.: Машиностроение, 1982. – 736с.:ил.

Редуктор

Источник

Правильный расчет редуктора перед покупкой крайне важен, поскольку от него напрямую зависит срок службы как самого устройства, так и связанных с ним агрегатов. В противном случае существует большой риск их преждевременного износа из-за перегрузки или вероятность поломки. С другой стороны, приобретение редуктора с большим запасом по мощности, связан с излишними финансовыми затратами как при приобретении самого механизма так и при дополнительном расходе электроэнергии на недогруженном механизме. Именно поэтому при подборе следует учитывать:

тип;
мощность;
максимальный момент на выходном валу;
частоту оборотов;
передаточные числа;
КПД;
Эксплуатационный коэффициент ( сервис-фактор Sf)
Климатическое исполнение
ремонтопригодность;
варианты исполнения в срезе взрывозащищенности и взрывобезопасности.

Тип редуктора

На основе конструктивных особенностей различают: одноступенчатый и двухступенчатый червячный, горизонтально-цилиндрический, соосный цилиндрический и коническо-цилиндрический редуктор. В первых двух типах оба вала (входной и выходной) располагаются под углом 90° друг к другу (для моделей с двумя ступенями возможно и параллельное расположение), что позволяет монтировать их в любых пространственных положениях. Устройства на основе зубчатых колес в силу особенностей компоновки и принципов действия чаще всего устанавливаются горизонтально – следует учитывать это при их выборе. По сравнению с червячными приводами они обладают более высоким КПД (из-за меньших потерь мощности при зацеплении зубчатых колес) и выходным моментом (при равных габаритах и массе).

Передаточное число [I]

Одна из важнейших величин при расчете редуктора, представляющая собой отношение частоты вращения входного вала (N1) к частоте вращения выходного (N2), и определяющаяся по формуле I = N1/N2.

Следует помнить, что первая величина напрямую зависит от номинальных оборотов электромотора и не следует превышать 1500 об./мин. Исключением являются лишь соосные цилиндрические редукторы, рассчитанные на частоту вращения на входе до 3000 об./мин.

Крутящий момент редуктора

При расчете редуктора важно учитывать, что необходимый момент вращения (Мс2) не соответствует напрямую моменту на выходном валу, а рассчитывается по формуле:

Mc2 = Mr2 x Sf ≤ Mn2, где:

Mc2 – расчетный момент;
Mr2 – необходимый момент, не превышающий номинального;
Sf – сервис-фактор;
Mn2 – номинальный момент.

Максимальный момент вращения является предельной нагрузкой на редуктор и недопустим при постоянной работе.

Эксплуатационный коэффициент (сервис-фактор)

Его величина рассчитывается экспериментальным путем и подразумевает испытание устройства продолжительностью работы, нагрузками разной величины и количеством стартов и остановок в течение часа. Для его определения под конкретные условия эксплуатации вы можете воспользоваться помощью наших специалистов.

Мощность привода

Она позволяет преодолевать возникающую при передаче движения силу трения. Ее величина определяется отношением момента вращения (M) к частоте оборотов (N) и рассчитывается согласно формуле: P = (MxN)/9550.

Мощность на выходном валу (P2) вычисляется как P2 = P x Sf, где последняя величина – сервис-фактор. Обязательно следует помнить, что из-за потерь, возникающих в результате трения при зацеплении зубчатых колес, выходная мощность должна всегда быть ниже входной.

Коэффициент полезного действия (КПД)

При расчете редуктора КПД определяется как отношение мощности на выходном валу к мощности, подаваемой на входной. Он измеряется в процентах и вычисляется по следующей формуле: n = (P2/P1) x 100. В устройствах, работающих по принципу червячной передачи, величина Р2 всегда будет заметно ниже, чем Р1, поскольку часть мощности расходуется при зацеплении пары во время передачи вращения.

На итоговый размер коэффициента полезного действия влияют такие факторы, как передаточное число (чем оно выше, тем КПД ниже), длительность эксплуатации (обуславливающая износ элементов агрегата), тип и состав смазочных материалов, а также частота их замены (поскольку от них в широких пределах зависит изменение коэффициента трения).

Типы взрывозащищенного исполнения

Выделяют 3 основные категории редукторов и мотор-редукторов по классу взрывозащищенности:

Е – устройства с повышенной степенью защищенности. Пригодны для эксплуатации в любых условиях, в том числе при возникновении внештатных ситуаций. Благодаря высокой герметичности корпуса подходят для использования в средах взрывоопасных и горючих газов и газо-воздушных смесей без риска воспламенения последних;
D – мотор-редукторы со взрывонепроницаемым корпусом, неразрушимым в случае взрыва самого агрегата. Отличаются полной герметичностью оболочки и безопасностью, которая позволяет использовать их в средах любых взрывоопасных газов и смесей, а также при предельно высоких эксплуатационных температурах;
I – устройства с увеличенной искробезопасностью. Подразумевают поддержку взрывобезопасного тока в питающей цепи в соответствии с конкретными производственными условиями.

Показатели надежности

Подразумевается срок службы (ресурс) тех или иных частей агрегата при условии продолжительной эксплуатации. Для валов и элементов передачи (зубчатых колес, червячных пар) он составляет:

у редукторов планетарного, коническо-цилиндрического, конического и цилиндрического типов – 25 000 часов;
у редукторов глобоидного, червячного и волнового типов – 10 000 часов.

Для подшипников, используемых в указанных ниже редукторах, ресурс составляет:

коническо-цилиндрических, планетарных, цилиндрически и конических – 12 500 часов;
червячных – 5 000 часов;
волновых, глобоидных – 10 000 часов.

При расчете редукторов нужно учитывать, что указанные конструктивные элементы должны оставаться в работоспособном состоянии в течение срока, составляющего не менее 90% от приведенных величин. Это относится только к нормальным условиям эксплуатации. При их нарушении (например, несвоевременной замене масла) скорость износа комплектующих резко увеличится, а ресурс сократится.

Наше предприятие «ТехПривод» предлагает широкий выбор редукторов и мотор-редукторов по оптимальным ценам, в любых требуемых объемах и с доставкой во все регионы страны. Чтобы рассчитать мощность, момент и другие требуемые параметры оборудования, свяжитесь со специалистами компании.

Источник

Производство и поставка промышленного оборудования

Литература
Детали машин (Дунаев)
Частота вращения выходного вала

Частота вращения выходного вала

В
конструкциях водил, приведенных на рис. 9.3, 9.8 и 9.9, оси сателлитов имеют по
две опоры. В последнее время все чаще водила конструируют с одной консольной
опорой для осей сателлитов. На рис. 9.10 приведена конструкция планетарного
редуктора с консольными осями сателлитов.

По
рис. 9.10, а привод осуществляют через соединительную муфту, а по рис.
9.10, б—непосредственно от вала фланцевого электродвигателя.

Пример. Рассчитать и сконструировать мотор-редуктор с
планетарной передачей (рис. 9.11) по следующим данным: мощность
электродвигателя Р_э = 7,5кВт, частота вращения п_э=
1445 об/мин. Передаточное число и_р&ц=10. Срок работы L_h=10 000 4. Производство
крупносерийное. Колеса прямозубые.

Данный
пример относится к 3-му случаю исходных данных.

Частота
вращения выходного вала п_вых = п_т= 144 об/мин.

Вращающие
моменты: на валу электродвигателя (1.20)

Рис. 9.10

По
рекомендации примем число зубьев ведущей шестерни «а» (см.
рис. 9.1) ζ_β=18.

Тогда
по формуле (9.2) числа зубьев других колес (см. рис. 9.1):

неподвижного колеса «Ь» с
внутренними зубьями

z_b
= z_a(u- 1)-18(10-1)= 162;

сателлитов
«g» z=0,5(z_b — z_a) = = 0,5(162-18) = 72.

Рис. 9.11

Примем
для колес сталь марки 40 ХН с термообработкой по III варианту, т. е. колеса и
шестерни подвергаются термообработке улучшением, с последующей поверхностной
закалкой с нагревом ТВЧ. Твердость

сердцевины 269…302 НВ, поверхности 48…53 HRC. Средняя
твердость колес HRC_cp = 0,5(48 + 53) = 50,5 или после перевода в твердость по Бриннелю
НВ =490.

База испытаний (2.2) колес: Л^ = НВ*=490³
= 1,176 · 10⁸. При расчете на изгиб 7V_FO = 4-10 .

Предварительно определим относительные частоты
вращения колес (см. гл. 9):

центральной шестерни n‘_a = n_a — n_h= 1445— 144= 1301
об/мин; водила n‘_h = n_azjz_g= 1445· 18/72 =
361 об/мин. Число перемены напряжений: зубьев ведущей центральной шестерни
(9.6)

N‘_a = 60n‘_aL_hC=60′ 1301 · 10 000-3 = 2,34-10⁹;

зубьев сателлитов ^ = 60^ = 60-361-10 000 = 2,166-10⁸. Так как N‘_a и N‘_g больше N_H₀, то коэффициенты
долговечности K_HL = 1 и K_FL = 1.

По формуле табл. 2.2
находим допускаемые напряжения:

Γ_σΊ =
Γ_σΊ
= 14 HRC^ + 70 = 14 – 50,5 +170 = 877
Н/мм²; [a]_F = [a]_FO = 310 Н/мм².

Для
расчета межосевого расстояния передачи предварительно следует определить
значение некоторых коэффициентов. Коэффициент межосевого расстояния ^ = 49,5.

Источник

1.3. Определение частоты вращения вала электродвигателя.

Внимание. Это демо расчёт.

Готово.

Редуктор

Тип редуктора

Передаточное число [I]

Крутящий момент редуктора

Мощность привода

Коэффициент полезного действия (КПД)

Типы взрывозащищенного исполнения

Показатели надежности

Частота вращения выходного вала

Вам также может понравиться

Как найти меньшую диогональ ромба

Xbox 360 ошибка e74 как исправить

Как найти переход в предбанник

Добавить комментарий Отменить ответ