Определим диаметры делительных окружностей:

мм

мм

Проверка межосевого расстояния: мм

Определим диаметры окружностей вершин:

d_a3 = d₃ + 2m = 69,027 + 2  2 = 73,027мм

d_a4 = d₄ + 2m = 190,973 + 2  2 = 194,973мм

Определим диаметры окружностей впадин:

d_f3 = d₃ – 2,5m = 69,027 – 2,5  2 = 64,027мм

d_f4 = d₄ – 2,5m = 190,973 – 2,5  2 = 185,973мм

3.6.4 Проверочные расчёты передачи

Проверочный расчёт по контактным напряжениям:

Недогруз передачи:

Недогруз не превышает 10%, значит, находится в пределах допустимого.

Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

Y_F3 = 3,7; Y_F4 = 3,59 табл. 2.10. [2]

МПа < 293,7МПа

МПа < 272,9МПа

Проверочный расчёт по кратковременным перегрузкам:

МПа

МПа

МПа

3.6.5 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила: H

Радиальная сила: H

Осевая сила: Н

3.6.6 Итоговая таблица параметров

Таблица 3.3

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние	a34	мм	130
2. Число зубьев шестерни	Z3	мм	30
3. Число зубьев колеса	Z4	мм	83
4. Модуль зацепления	m	мм	2
5. Диаметр делительной окружности шестерни	d3	мм	69,027
6. Диаметр делительной окружности колеса	d4	мм	190,973
7. Диаметр окружности выступов шестерни	da3	мм	73,027
8. Диаметр окружности выступов колеса	da4	мм	194,973
9. Диаметр окружности впадин шестерни	df3	мм	64,027
10. Диаметр окружности впадин колеса	df4	мм	185,973
11. Ширина зубчатого венца шестерни	b3	мм	38
12. Ширина зубчатого венца колеса	b4	мм	33
13. Степень точности передачи	-	-	8
14. Угол наклона зуба		град.	29,631
15. Окружная сила в зацеплении	Ft	Н	2747
16. Радиальная сила в зацеплении	Fr	Н	1151
17. Осевая сила в зацеплении	Fa	Н	1562

4 РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ 3-4

Рисунок 4.1 – Схема цепной передачи

4.1 Определяем шаг цепи

Главный параметр передачи – шаг цепи, определяется из условия:

, (4.1)

где Т₄₅ – вращающий момент на валу меньшей звёздочки, Н∙м;

Z₅ – число зубьев меньшей звёздочки,

[p] – допускаемое давление,

m – число рядов цепи,

К_Э – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации передачи.

К_Э = К_Д  К_а  К_Н  К_Р  К_СМ  К_ПЭ ,

где К_Д = 1 – динамический коэффициент, (при спокойной нагрузке) стр.149 /3/;

К_А = 1 – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния,

(a = (30...50)t) стр. 150 /3/;

К_Н = 1 – коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи,

(наклон цепи до 60°) стр. 150 /3/;

К_Р = 1,25 – принимается в зависимости от способа регулирования натяжения цепи. (при периодическом регулировании) стр. 150 /3/;

К_СМ = 1,3 – зависит от вида смазки цепи, (при периодической смазки) стр. 150 /3/;

К_П = 1 – коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи.

(работа в одну смену) стр. 150 /3/;

К_Э = 1  1  1  1,25  1,3  1 = 1,625

Определяем число зубьев звёздочек.

Ведущая: Z₅ = 31 – 2  u₅₆ = 31 – 2  2,5 = 26

Ведомая: Z₆ = Z₅  u₅₆ = 26  2,5 = 65

Среднее значение [p] принимается ориентировочно, в зависимости от предполагаемого значения шага цепи, [p] = 27 МПа. т. 17.8 [3]

Число рядов цепи m =1.

По таблице 7.15 [3] принимаем ближайшее большее значение t = 31,75мм

Проекция опорной поверхности шарнира А_ОП = 262 мм² ,

Разрушающая нагрузка Q = 88,5 кН, q = 3,8 кг/м.

4.2 Проверка цепи

4.2.1 Проверка по частоте вращения

По таблице 7.17 [3] , допускаемая для цепи с шагом t = 31,75мм частота вращения

[n₄₅] = 630об/мин, условие n₂₃  [n₄₅] выполнено.

4.2.2 Проверка по давлению в шарнирах

Для цепи с шагом t = 31,75мм , допускаемое давление [p] = 287 МПа

т. 17.8 [3]

Определяем расчётное давление:

,

где F_t – окружная сила ,

где м/с.

Н; МПа.

Условие p  [p] выполнено.

4.3 Определяем число звеньев цепи

Предварительно находим суммарное число зубьев:

Z_ = Z₅ + Z₆ = 26 + 65 = 91

Поправка:;;

Определяем число звеньев:

Округляем до чётного числа: L_t = 128.

4.4 Определяем межосевое расстояние

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4% т.е на 1295  0,004  5мм.

4.5 Определяем диаметры звёздочек

Диаметры делительных окружностей звёздочек.

Ведущей:мм.

Ведомой: мм.

Диаметры наружных окружностей звёздочек.

Ведущей:

мм

Здесь d₁ – диаметр ролика цепи, по табл. 7.15 [3] d₁ = 19,05 мм.

Ведомой:

мм.

4.6 Определяем силы, действующие на цепь

Окружная: F_t = 3914H.

Центробежная: F_V = q  V² = 3,8  1,05² = 4,2Н

q – масса одного метра цепи, кг;

K_f – коэффициент, учитывающий расположение цепи, при горизонтальном рас- положении K_f = 6);

а – межосевое расстояние, м.

От провисания цепи: F_f = 9,81  K_f q  a = 9,81  6  3,8  1,295 = 290 Н

Расчётная нагрузка на валы: F_В = F_t + 2  F_f = 3914 + 2  290 = 4494Н

4.7 Проверяем коэффициент запаса прочности

Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 [3] [S] = 7,4

Условие S  [S] выполнено.

5 ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

5.1 Расчёт быстроходного вала 1

Рисунок 5.1 - Эскиз быстроходного вала 1

, где Т₁ – момент на быстроходном валу, Нм;

мм принимаем d = 30мм (согласовав с d_ЭД = 38мм и муфтой) . 24.27 [1].

Диаметр участка вала под подшипник:

где, t – высота заплечика, мм; t = 1,8мм стр.46 [1].

мм Принимаем d_П = 35мм.

Диаметр буртика подшипника:

где, r – координата фаски подшипника, мм r = 2мм стр.46 [1].

мм Принимаем d_БП = 42мм.

5.2 Расчёт промежуточного вала 2-3.

Рисунок 5.2 - Эскиз промежуточного вала 2-3

, где Т₂₃ – момент на промежуточном валу, Нм;

Принимаем d_К = 40мм;

Принимаем d_П = 35мм.

5.3 Расчёт тихоходного вала 4-5.

Рисунок 5.3 - Эскиз тихоходного вала 4-5

, где Т₄₅ – момент на тихоходном валу, Нм

мм принимаем d = 45мм; хвостовик конический (М303) табл. 24.27 [1].

, где t_кон – высота заплечика, t_кон – 2,3мм стр.46 [1]

мм принимаем d_П = 50мм.

d_К > d_П = 53мм.

d_БК  d_К + 3f , f = 2мм стр.46 [1]

d_БК  53 + 3  2  59мм Принимаем d_БК = 60мм.

5.4 Выбор подшипников

В качестве опор всех валов, выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные по ГОСТ 8338-75

Рисунок 5.5 – Подшипник шариковый радиальный однорядный по ГОСТ 8338-75

Таблица 5.1

Вал	dп, мм	Серия	D, мм	B, мм	r, мм	Сr, кН	С0r, кН
1	35	207	72	17	2,0	25,5	13,7
2-3	35	207	72	17	2,0	25,5	13,7
4-5	50	210	90	20	2,0	35,1	19,8

6 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС

Рисунок 6.1 - Эскиз цилиндрического колеса

Передача 1 – 2:

Размеры шестерни: Размеры колеса:

d₁ = 41,4мм d₂ = 188,6мм

d_a1= 44,4мм d_a2 = 191,6мм

d_f1= 37,65мм d_f2= 184,85мм

Диаметр ступицы колеса:

d_СТ = 1,5  d = 1,5  40 = 60мм. Принимаем d_СТ = 60мм.

Длина ступицы:

l_СТ = b₂ = 46мм.

Ширина торцов зубчатого венца:

S = 2,2 m₁₂ + 0,05 b₂ = 2,2  1,5 + 0,05  46 = 5,6мм. Принимаем S = 6мм.

Толщина диска:

C = 0,3  b₂ = 0,3  46 = 13,8мм. Принимаем C = 14мм.

Передача 3 – 4:

Размеры шестерни: Размеры колеса:

d₃ = 69,027мм d₄ = 190,973мм

d_a3 = 73,027мм d_a4 = 194,973мм

d_f3 = 64,027мм d_f4 = 185,973мм

Диаметр ступицы колеса:

d_СТ = 1,5  d = 1,5  53 = 79,5мм. Принимаем d_СТ = 80мм.

Длина ступицы:

l_СТ = 0,8  d = 0,8  53 = 42,4мм. Принимаем l_СТ = 45мм.

Ширина торцов зубчатого венца:

S = 2,2 m₃₄ + 0,05 b₄ = 2,2  2 + 0,05  33 = 6,05мм. Принимаем S = 6мм.

Толщина диска:

C = 0,3  b₄ = 0,3  33 = 9,9мм. Принимаем C = 10мм.

7 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА

Расстояние между зубчатыми колёсами и стенками корпуса:

,

где L –габарит передач

L = d_a1 / 2 + a₁₂ + a₃₄ + d_a4 / 2 = 22,2 + 115 + 130 + 97,5 = 364,7мм.

Принимаем

Толщина стенок корпуса и крышки:

мм Принимаем  = 6мм.

Диаметры болтов:

• Фундаментных: d₁ = 0,036  a + 12 = 0,036  130 + 12 = 16,68мм => принимаем фундаментные болты с резьбой М18;

• Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника: d₂ = (0.7 - 0.75)d₁

d₂ = 0,75  18 = 13,5мм; принимаем болты с резьбой М14;

• Болтов, соединяющих крышку с корпусом: d₃ = (0.5 – 0.6) d₁ = 0,6  18 =10,8мм принимаем болты с резьбой М12.

8 ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

8.1 Пространственная схема сил в редукторе

Рисунок 8.1 – Пространственная схема сил в редукторе

Рисунок 8.2 - Схема сил и эпюры моментов на промежуточном валу

Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :

R_XB  180 - F_t3 142 - F_t2  90 - F_t3 38 = 0;

тогда Н

-R_XA  180 + F_t3  142 + F_t2  90 + F_t3  38 = 0;

тогда Н

Проверка: R_XA - F_t3 - F_t2 - F_t3 + R_XB =0

3752,5 – 2747 – 2011 - 2747 + 3752,5 = 0

Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:

R_УB  180 - F_r3  142 + F_r2  90 + F_a2  94,3 - F_r3  38 = 0;

тогда

-R_УА  180 + F_r3  142 + F_a2  94,3 - F_r2  90 + F_r3  38 = 0;

тогда

Проверка: R_УА - F_r3 + F_r2 - F_r3 + R_УB = 0

1000 - 1151 + 748 - 1151 + 554 = 0.

Расчет эпюр изгибающих моментов:

Эпюра Мх:

Мх1(Справа)= R_XA  0,038 = 3752,5  0,038 = 143 Н∙м;

Мх2(Справа)= R_XA  (0,038 + 0,052) - F_t3  0,052 =

= 3752,5  (0,038 + 0,052) – 2747  0,052 = 195 Н∙м;

Эпюра Мy:

Мy1(Справа)= R_yA  0,038 = 1000  0,038 = 38 Н∙м;

Мy2(Справа)= R_yA  0,038 - F_a3  0,035 = 1000  0,038 – 1562  0,0345 = - 16 Н∙м;

Мy3(Справа)= R_yA  (0,038+0,052) - F_a3  0,035 – F_r3  0,052 =

= 1000  (0,038+0,052) – 1562  0,0345 – 1151  0,052 = - 24 Н∙м;

Мy4(Слева)= R_yВ  0,038 = 554  0,038 = 21 Н∙м;

Мy5(Слева)= R_yВ  0,038 - F_a3  0,035 = 554  0,038 – 1562  0,0345 = - 33 Н∙м;

Мy6(Справа)= R_yВ  (0,038+0,052) - F_a3  0,035 – F_r3  0,052 =

= 554  (0,038+0,052) – 1562  0,0345 – 1151  0,052 = - 64 Н∙м;

Суммарные реакции опор:

Н

Н

Назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 207.

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

C_r = 25500H; Dw = 11,112мм .

D_w  cosa / D_pw , D_pw = (d + D) /2 = (35+72) / 2 = 53,5мм

11,112  1 / 53,5 = 0,21 ,тогда f_o = 13,7 табл. 7.3 [1]

e = 0.28  (f_o  Fa / C_or )^0.23 = 0,28( 13,7  426 / 13700)^0.23 = 0,23

Опора А: F_a/ V·R_А = 0 / 1  3883 = 0 < e , принимаем X = 1, Y =0.

Опора В: F_a/ V·R_В = 426 / 1  3793 = 0,11 < e , принимаем X = 1, Y =0.

Найдём эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, для обеих опор:

,

где коэффициенты V = 1, К_б = 1,4 , К_Т = 1

Н

Н

Определим долговечность работы подшипников, для наиболее нагруженной опоры А:

Рассчитаем эквивалентную нагрузку с учётом неравномерных режимов

работы:

Н

Определим долговечность работы подшипников для наиболее нагруженной

опоры В:

, где, С_r - базовая радиальная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н;

Р_r - эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н;

к=3 - показатель степени для шариковых подшипников;

а₁=1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности (90%);

а₂₃=0,85 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника;

n – частота вращения вала, об/мин;

ч

,где L_h = 16259ч.

Следовательно, подшипники 207, пригодны к использованию.

9 ВЫБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Рисунок 6.1 - Шпоночное соединение

Таблица 9.1

Вал	Хвостовик	d	dср	b	h	t1	t2	L	lр
1	Конический	30	27,1	5	5	3,0	2,3	28	23
2-3	Колесо	40	40	12	8	5,0	3,3	40	28
2-3	Шестерня	40	40	12	8	5,0	3,3	28	16
4	Колесо	53	53	16	10	6,0	4,3	36	20
4	Конический	45	40,9	12	8	5,0	3,3	70	58