5. Подбор муфты

Для соединения выходного конца быстроходного вала редуктора с валом двигателя принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-93. По

ГОСТ 21424-93 на муфты при диаметрах быстроходного вала d=22 мм и двигате-

ля d=22 мм ; габаритные размеры муфты D L=100×104 мм,

число пальцев z=6, частота вращения nmax=5700 мин^-1 , масса 2кг.

Обозначение муфты (для d=22 мм, исполнение 1)

МУФТА 63 – 22 – 1 – 20 – 3 У3 ГОСТ 21424-93

Рисунок 1.5 Муфта упругая втулочно-пальцевая.

2 ЭСКИЗНЫЙ ПРОЕКТ

2.1 Основные параметры привода

2.1.1 Параметры редуктора

Б.ст. (цилинд- риическая)	aW		bW	mn		z1	z2	uБ	d1
	80		16	1,5	21,284º	15	84	5,6	24,24
	d2			df1
	135,82			20,52
Т.ст. (цилинд- рическая)	aW	bW		mn		z1	z2	uТ	d1
	100	40		2	11,4780	18	80	4,44	36,73
	d2			df1
	163,26			31,73

Действительное передаточное число редуктора

u_ред = u_Бu_Т = 5,64,44 = 24,9.

2.1.2 Общее передаточное число привода

u₀ = u_цп u_ред = 2,044·24,9= 50,9.

Отклонение u₀ от u₀ = 50,4(таблица 1.3) u₀ = 100 (50,4 – 50,9)/ 50,4=

= -0,99%  [4%] – в пределах допуска.

Уточнение n_i и T_j по формулам (1.6) и (1.7) :

Вал (рисунок 1.2)	I	II	III	IV	V
ni , мин-1	920	920	164,3	36,5	17,9
Tj, Нм	9,85	9,59	52,089	222,47	432

2.1.3 Диаметры валов редуктора, мм :

под зубчатыми колесами	dБ= 22	dП = 25	dТ = 36
под подшипниками качения	dБП = 25	dПП = 25	dТП = 40

2.2 Проверочный расчет зубчатых передач редуктора

.2.1 Проверка выбора механических характеристик материала

Диаметры заготовок шестерен z₁ [2, c.5] :

быстроходная (цилиндрическая) ступень	тихоходная (цилиндрическая) ступень
D = da1 + 6	D = da1 + 6
da1 = 27,24 мм	da1 = 40,73 мм
D = 27,24+ 6 = 33,24 мм  [125 мм]	D = 40,73 + 6 = 46,73мм  [125 мм]
Толщины ободов заготовок колес [2, c.5] :
быстроходная ступень	тихоходная ступень
S  =  = 2,2m + 0,05b2 = 2,21,5 + 0,0516 = 4,1 мм S  = с = 0,3b2 = 0,316 = 4,8 мм S  = 4,8 мм  [80 мм]	S  =  = 2,2m + 0,05b2 = 2,22 + 0,0540 = 6,4мм S  = с = 0,3b2 = 0,340= 12мм S  = 12 мм  [80мм]

Механические характеристики материала обеих ступеней редуктора по размерам заготовок выбраны правильно.

2.2. Допускаемые напряжения

2.2.1 Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки [3, c.15]: – z₁: закалка ТВЧ; _НРmax = 44HRC_Э = 4447,5 = 2090 МПа;

– z₂: закалка ТВЧ; _НРmax = 44HRC_Э = 4447,5 = 2090 МПа.

2.3 Коэффициенты расчетной нагрузки K_AK_VK_K_

2.3.1 Коэффициенты K_V [3, c.6] :

K_V = 1 + w_Vb_W / (F_tK_A) ,

где w_V – удельная окружная динамическая сила, Н / мм, для передачи [3,c.7, 9]:

Цилиндрической

wV = g0v  aW / u  wVmax ;

где  – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и моди-фикации профиля головки зубьев [3, c.7, 8];

g₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления z₁ и z₂ [3, c.7].

Окружное усилие, Н :

Ft = 2000 T1 / d1 ;

Результаты расчета K_HV и K_FV приведены в таблице 2.1.

2.3.2 Коэффициенты K_Н и K_Н нужно уточнить, так как изменился коэф-

фициент _bd для быстроходной ступени K_H уточняется по [2, (4.6), (4.7), табл.4.5],

K_H - по [2, (4.11), (4.12)].

_bd = 0,5_ba(u + 1) =0,50,2(6,94 + 1) = 0,66

Тогда K_H = 1 + (K_H⁰ – 1) K_HW, K_H⁰= 1,37 K_HW = 0,74

K_H = 1 + (K_H⁰ – 1) K_HW, K_H⁰ = 1,45 K_HW = 0,73

	KН0	KН	KН0	KН
Б.ст.	1,5	1,37	1,45	1,33
Т.ст.	1,1	1,073	1,45	1,33

_{_}Таблица 2.1 – КоэффициентыK_V

Ступень редуктора	П а р а м е т р ы
		Ft		g0	wV	wVmax	KV
быстроходная (цилиндрическая)	KHV	791,3	0,04	5,6	1,22	380	1,038
	KFV		0,04		1,84		1,058
тихоходная (цилиндрическая)	KHV	2836,3	0,04		0,25		1,002
	KFV		0,04		0,367		1,004

Коэффициенты K_F , K_F при расчете на изгиб:

б.ст. [2, c.18]	т.ст.[2, c.17]
KF = 0,18 + 0,82 KН0 = = 0,18 + 0,821,5 = 1,41;	KF = 0,18 + 0,82 KН0 = = 0,18 + 0,821,1 = 1,3082;
KF = KН0 = 1,45  1,4 .	KF = KН0 = 1,45  1,4 .

2.2.3.3 Коэффициенты расчетной нагрузки для передачи :

Цилиндрической быстроходной	Цилиндрической тихоходной
KH = 11,021,371,33 = 1,859;	KH = 11,0051,0731,33 = 1,434;
KF = 11,0141,411,45 = 2,07;	KF = 11,0611,0821,45 = 1,66.

2.4 Расчётное контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа

Для быстроходной ступени

2.4.1 Коэффициенты Z в формуле [3, c.5] :

_Н = Z_EZ_HZ_  F_tK_H (u +1) / (b_Wd₁u)  _НР (2.2)

а) Коэффициент механических свойств материалов z₁ и z₂ (сталь)

Z_E = 190 МПа^1/2 ;

б) Коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев

Z_H = (2 cos_b / tg_tW)^1/2 / cos_t ,

где _t = arctg (tg20⁰ / cos) = arctg (tg20⁰ / cos 21,86⁰) = 21,416 – делительный угол профиля в торцовом сечении ; при х₁ + х₂ = 0 угол зацепления _tW = _t ;

_b = arcsin (sincos20⁰) = arcsin (sin21,86⁰cos20⁰) = 20,476⁰- основной угол

наклона зубьев;

Z_H = (2 cos20,476⁰ / tg21,416)^1/2 / cos21,416⁰ = 2,348;

в) Коэффициент суммарной длины контактных линий

Z_ = (1 / _)^{1/ 2},

где _  [1,88 – 3,2 (1/ z₁ + 1/ z₂)]cos - коэффициент торцового перекрытия при х₁ + х₂ = 0;

_= [1,88 – 3,2 (1/ 15 + 1/ 84)] 0,928 = 1,511;

Z_ = (1 / 1,511)^{1/ 2} = 0,813.

Произведение коэффициентов Z = Z_EZ_HZ_ = 1902,3480,813= 362,70

2.4.2 Контактные напряжения цилиндрической передачи по формуле (2.2)

_Н = 362,7 791,31,859 (5,6 + 1) / (21624,245,6) = 542,2 МПа,

что меньше _НР = 637,8 МПа – условие прочности выполняется.

Для тихоходной ступени

2.4.3 Коэффициенты Z в формуле [3, c.5] :

_Н = Z_EZ_HZ_  F_tK_H (u +1) / (b_Wd₁u)  _НР

а) Коэффициент механических свойств материалов z₁ и z₂ (сталь)

Z_E = 190 МПа^1/2 ;

б) Коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев

Z_H = (2 cos_b / tg_tW)^1/2 / cos_t ,

где _t = arctg (tg20⁰ / cos) = arctg (tg20⁰ / cos 11,478⁰) = 20,374⁰ – делительный

угол профиля в торцовом сечении; при х₁ + х₂ = 0 угол зацепления _tW = _t ;

_b = arcsin (sincos20⁰) = arcsin (sin11,478⁰cos20⁰) = 10,778⁰- основной угол наклона зубьев;

Z_H = (2 cos10,778⁰ / tg20,348⁰)^1/2 / cos20,348⁰ = 2,455;

в) Коэффициент суммарной длины контактных линий

Z_ = (1 / _)^{1/ 2},

где _  [1,88 – 3,2 (1/ z₁ + 1/ z₂)]cos - коэффициент торцового перекрытия при х₁ + х₂ = 0;

_= [1,88 – 3,2 (1/ 18 + 1/ 80)] 0,98 = 1,629;

Z_ = (1 / 1,629)^{1/ 2} = 0,784.

Произведение коэффициентов Z = Z_EZ_HZ_ = 1902,4550,784 = 365,69

2.4.4 Контактные напряжения цилиндрической передачи по формуле (2.2)

_Н = 365,69 2836,31,434 (4,5 + 1) / (4036,734,5) = 672,7МПа,

что меньше _НР = 730,7 МПа – условие прочности выполняется.

2.4.5 Максимальные напряжения при кратковременной перегрузке [3,c.8] : _{H max} = _H (T_max /T)^{1/ 2}  _HPmax,

где T_max /T =2,2 – по характеристике двигателя (таблица 1.2).

Для быстроходной ступени

_{H max} = 542,2(2,2) ^{1 / 2} = 804,2 МПа  2090 МПа;

для тихоходной ступени

_{H max} = 672,7(2,2) ^{1 / 2} = 997,8 МПа  2090 МПа.

2.2.5 Напряжения изгиба _F и _Fmax

Для быстроходной ступени

2.4.5.1 Цилиндрическая передача [3, c.7] :

_F = F_tK_FY_FSY_Y_ / (b_wm_n)  _FP, (2.3)

где Y_FS – по формуле (2.4) в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_v = z / cos³

Y_FS = 3,47 + 13,2 / z_v– коэффициент формы зуба (2.4)

z_v1 = z / cos³ = 15 / cos³21,86= 18,76;

z_v2 = z / cos³ = 84 / cos³21,86= 105.

при x = 0; Y_FS1 = 4,16; Y_FS2 = 3,6;

Y_=1– _⁰ / 120  0,7 – коэффициент наклона зубьев [3,c.8]

где _ = b_wsin / m = 1,26 – коэффициент осевого перекрытия;

Y_ = 1 – 1,2621,856 / 120 = 0,77  0,7;

Y_ = 1/_ = 1 / 1,511 = 0,662 – коэффициент перекрытия зубьев.

По формуле (2.6) _F= 791,32,074,170,770,663 / (161,5) = 145,1 МПа, что

меньше _FP=220 МПа – условие изгибной выносливости зубьев выполняется.

Для тихоходной ступени

2.4.5.2 Цилиндрическая передача [3, c.7] :

_F = F_tK_FY_FSY_Y_ / (b_wm_n)  _FP,

где Y_FS – по формуле (2.4) в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_v = z / cos³

z_v1 = z / cos³ = 18 / cos³11,478= 19,13;

z_v2 = z / cos³ = 80 / cos³11,478= 85.

при x = 0; Y_FS1 = 4,16; Y_FS2 = 3,62;

Y_=1– _⁰ / 120  0,7 – коэффициент наклона зубьев [3,c.8]

где _ = b_wsin / m = 1,27 – коэффициент осевого перекрытия;

Y_ = 1 – 1,2711,478/ 120 = 0,88  0,7;

Y_ = 1/_ = 1 / 1,629 = 0,614 – коэффициент перекрытия зубьев._.

По формуле (2.6) _F1= 2836,31,664,160,880,614 / (402) = 132,3 МПа, что

меньше _FP=220 МПа – условие изгибной выносливости зубьев выполняется.

2.4.5.3 Максимальные изгибные напряжения при кратковременной перегрузке [3,c. 8]: _Fmax = _F (T_max/ T)  _FPmax,

где для быстроходной ступени _Fmax= 145,12,2 = 319,2 МПа  1810МПа;

для тихоходной ступени _Fmax= 132,32,2 = 291,1 МПа  1810 МПа.

Условие прочности выполняется.

Анализ результатов расчёта.

Δ_Н =100%(_НР -_Н )/ _НР

Для быстроходной ступени

Δ_Н =100%(637,8 -542,2 )/ 637,8=14,9% <20%

Для тихоходной ступени

Δ_Н =100%(730,7 -672,7 )/ 730,7=7,9% <20%

Следовательно параметры передачи считаем окончательными.