2.4 Тихоходная ступень

2.4.1 Межосевое расстояние

мм

K=10 – коэффициент, зависит от твердости шестерни и колеса

2.4.2 Окружная скорость

м/с

Назначаем 8-ю степень точности передачи табл. 2.5 [1]

2.4.3 Уточняем межосевое расстояние по формуле

K_а = 450 - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач

- коэффициент нагрузки

- коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагрузки

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки

- коэффициент ширины

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Округляем значение до стандартного значения a_w=280 мм

2.4.4 Ширина венца колеса и шестерни

b₂=ψ_baa_w=0.4∙280=112 мм

Принимаем b=110 мм

b₁=b₂+5=110+5=115 мм

2.4.5 Минимальное значение модуля зацепления

мм

-вспомогательный коэффициент для прямозубых передач

2.4.6 Максимальное значение модуля

мм

Принимаем по стандартному ряду m=2 мм

2.4.7 Суммарное число зубьев шестерни и колеса

2.4.8 Число зубьев шестерни

Принимаем z₁=67

2.4.9 Число зубьев колеса

2.4.10 Основные геометрические размеры передачи

2.4.10.1 Основные размеры шестерни:

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a1=d₁+2m=134+2∙2=138 мм

диаметр впадин зубьев d_f1=d₁-2.5m=134-2.5∙2=130 мм

2.4.10.2. Основные размеры колеса

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a2=d₂+2m=426+2∙2=430 мм

диаметр впадин зубьев d_f2=d₂-2.5m=426-2.5∙2=422 мм

2.4.11 Проверка межосевого расстояния a_w=(d₁+d₂)/2=(134+426)/2=280 мм

2.4.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

МПа

2.4.13 Силы в зацеплении

а) окружная F_t=2·10³T_пр/d₁=2·10³·829.79/1344=12384.9 Н

б) радиальная F_r=F_t·tgα=·12384.9 tg20 =4508.1 Н

2.4.14 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

а) в зубьях колеса

МПа

Y_FS2=3.59 - коэффициент формы зуба колеса

Y_β=1– коэффициент учитывающий наклон зуба

Y_ε=0.65 – коэффициент перекрытия зубьев

б) в зубьях шестерни

Y_FS1=3.60 - коэффициент формы зуба шестерни

Основные параметры тихоходной ступени

2.4.16 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

МПа

МПа

МПа

МПа

Условие прочности выполняется

3. Эскизный проект

3.1 Расчет диаметров ведущего вала.

Определяем диаметр консольной части вала по формуле

Согласуем диаметр вала с диаметром вала электродвигателя

d₁=0.8d_дв=0,8·28=22.4 мм

Принимаем d₁=25 мм

3.1.2 Ступень под подшипник мм

3.1.3 Ступень под червяк мм

3.1.4 Ступень под подшипник

Длины определяем графически.

3.2 Расчет диаметров промежуточного вала.

Определяем диаметр вала под колесом по формуле на с.42 /1/:

мм

Принимаем d₁=40 мм

- под подшипник.

Принимаем d₂=35 мм

Длины определяем графически.

3.3 Расчет диаметров ведомого вала

мм

Принимаем d₁ – выходного конца тихоходного вала d₁=50 мм по ГОСТ 12080-66 табл. 24.28 /1/

Принимаем d₂=55 мм - под подшипники.

- под колесо.

Принимаем d₃=65 мм

мм - под колесо.

Длины определяем графически.

3.4 Подбор подшипников

3.4.1 Быстроходный вал

Для быстроходного вала выбираем шариковые радиально-упорные подшипники серии 46306 схема расположения враспор (d=30 мм; D=72 мм; B=19 мм; C_r=32.6 кН; C_0r=18,3 кН) и шариковый радиальный однорядный серии 306 (d=30 мм; D=72 мм; B=19 мм; C_r=28.1 кН; C_0r=14.6 кН)

3.4.2 Промежуточный вал

Для промежуточного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7207 схема расположения враспор. (d=35 мм; D=72 мм; T=18,5 мм; C_r=48.4 кН; C_0r=32,5 кН)

3.4.3 Тихоходный вал

Для тихоходного вала колеса выбираем роликовые шариковые однорядные подшипники серии 211. (d=55 мм; D=100 мм; B=21 мм; C_r=43,6 кН; C_0r=25,0 кН)

3.5 Конструктивные размеры

3.5.1 Быстроходная ступень.

3.5.1.1 Червяк выполняем за одно целое с валом; его размеры определены выше

d₁=50 мм; d_a1=60 мм; d_f1=38 мм; b₁=60 мм.

3.5.1.2 Колесо с напрессованным венцом

d₂=200 мм; d_a2=210 мм; d_f2=188 мм; b₂=45 мм.

Диаметр ступицы d_ст=1.6d₂=1.6∙35=56 мм.

Длина ступицы l_ст=(1÷1.6)∙40=40÷64 принимаем l_ст=64 мм.

Толщина обода S=0.05d₂=0.05∙160=8 мм, S₀=1.2S=1.2∙8=10

Толщина диска C=0.375b₂=0.375∙45=12 мм.

3.5.2 Тихоходная ступень.

3.5.2.1 Шестерня: d₁=84 мм; d_a1=88 мм; d_f1=79 мм; b₁=85 мм.

3.5.2.2 Колесо кованное

d₂=316 мм; d_a2=320 мм; d_f2=311 мм; b₂=80 мм.

Диаметр ступицы d_ст=1.6d_вала=1.6∙65=104 мм.

Длина ступицы l_ст=(1÷1.5)∙d_вала=65÷97.5 принимаем l_ст=100 мм.

Толщина обода δ₀=(2.5÷4)m_n=(2.5÷4)∙2=5÷8 мм, принимаем δ₀=10 мм.

Толщина диска C=0.375b₂=0.375∙8030 мм.

4. ВЫБОР МУФТЫ

4.1 Двигатель-редуктор

Расчетный вращающий момент на муфте

T_р=T∙K=32.7∙1.5=49.05 Н∙м

К=1.5 – коэффициент режима нагрузки

Выбираем упругую муфту со звездочкой 25-20-1-У3 ГОСТ 14084-93

Радиальная сила, с которой муфта действует на вал:

4.2 Редуктор-приводной вал

Расчетный вращающий момент на муфте

T_р=T∙K=982.5∙1.5=1473.7 Н∙м

К=2 – коэффициент режима нагрузки

По таблице К21 /2/ выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту 2000-50-I.1-40-II.2-У3. (ГОСТ 21424-93).

Радиальная сила, с которой муфта действует на вал:

5.РАСЧЕТ ВАЛОВ

5.1 Расчет быстроходного вала

y Дано: F_t1=1308 Н; F_r1=863 H; F_a1=2371 Н;

F_м=286 Н; l₁=0.100 м; l₂=0.100 м; l_м=0.080 м; d₁=50 мм

z

x R_x R_y

R_x R_y F_r1 F_a1

D B С

A R_x F_t1

R_x F_м

l₁ l₂ l_м

M_x(H·м) _72,8

_13,5

M_Y(H·м)

^53.9

₂₃

^99.3

M_z(Н·м)

21.8 21.8