X (5,6 + 1) x (955266,557 x 1,15 / 427,2732 x 5,62 x 0,2)1/3 = 322,219 мм

 49.5 x (5,6 + 1) x (955266,557 x 1,15 / 427,2732 x 5,62 x 0,2)1/3 = 322,219 мм.

где для прямозубых колес Кa = 49.5, передаточное число передачи U = 5,6; T2 = Тколеса = 955266,557 Нxм - момент на колесе.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет : aw = 315 мм .

Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:

mn = (0.01...0.02) x aw мм, для нас: mn = 3,15 . . . 6,3 мм, принимаем:

по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 3,5 мм.

Задаемся суммой зубьев:

Z = z1 + z2 = 2 x aw / mn = 2 x 315 / 3,5 = 180

Числа зубьев шестерни и колеса:

z1 = Z / (U + 1) = 180 / (5,6 + 1) = 27,273

Принимаем: z1 = 27

z2 = Z - z1 = 180 - 27 = 153

Угол наклона зубьев  = 0o .

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d1 = mn x z1 / cos() = 3,5 x 27 / cos(0o) = 94,5 мм;

d2 = mn x z2 / cos() = 3,5 x 153 / cos(0o) = 535,5 мм.

Проверка: aw = (d1 + d2) / 2 = (94,5 + 535,5) / 2 = 315 мм.

диаметры вершин зубьев:

da1 = d1 + 2 x mn = 94,5 + 2 x 3,5 = 101,5 мм;

da2 = d2 + 2 x mn = 535,5 + 2 x 3,5 = 542,5 мм.

ширина колеса: b2 = ba x aw = 0,2 x 315 = 63 мм;

ширина шестерни: b1 = b2 + 5 = 63 + 5 = 68 мм;

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

bd = b1 / d1 = 68 / 94,5 = 0,72

Окружная скорость колес будет:

V = 1 x d1 / 2 = 47,86 x 94,5 x 10-3 / 2 = 2,261 м/c;

При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:

KH = KHb x KHa x KHv .

Коэффициент KHb=1,026 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент KHa=1 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент KHv=1,05 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:

KH = 1,026 x 1 x 1,05 = 1,077

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:

H = (310 / aw) x ((T2 x KH x (U + 1)3) / (b2 x U2))1/2 =

 (310 / 315) x ((955266,557 x 1,077 x (5,6 + 1)3;63 x 5,62)) =

 380,784 МПа.  [H]

Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:

окружная :

Ft = 2 x T1 / d1 = 2 x 176715,629 / 94,5 = 3740,013 Н;

радиальная: Fr = Ft x tg() / cos() = 3740,013 x tg(20o) / cos(0o) = 1361,253 Н;

осевая : Fa = F t x tg() = 3740,013 x tg(0o) = 0 Н.

3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25[1]:

F = Ft x KF x YF / (b x mn)  [F]

Здесь коэффициент нагрузки KF = KF x KFv (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF = 1,068, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=1,25. Таким образом коэффициент KF = 1,068 x 1,25 = 1,335. YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):

у шестерни : Zv1 = z1 / cos3() = 27 / cos3(0o) = 27

у колеса : Zv2 = z2 / cos3() = 153 / cos3(0o) = 153

Тогда : YF1 = 3,86

YF2 = 3,574

Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:

[F] = oF lim b x KFL / [Sf] .

KFL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем KFL = 1 .

Для шестерни: oF lim b = 414 МПа;

Для колеса : oF lim b = 360 МПа.

Коэффициент [Sf] безопасности находим по формуле 3.24[1]:

[SF] = [SF]' x [SF]".

где для шестерни [SF]' = 1,75 ;

[SF]' = 1 ;

[SF(шест.)] = 1,75 x 1 = 1,75

для колеса [SF]' = 1,75 ;

[SF]" = 1 .

[SF(кол.)] = 1,75 x 1 = 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни: [F1] = 414 x 1 / 1,75 = 236,571 МПа;

для колеса : [F2] = 360 x 1 / 1,75 = 205,714 МПа;

Находим отношения [F] / YF :

для шестерни: [F1] / YF1 = 236,571 / 3,86 = 61,288

для колеса : [F2] / YF2 = 205,714 / 3,574 = 57,558

Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25[1]:

F2 = (Ft x KF x YF1) / (b2 x mn) =

(3740,013 x 1,335 x x 3,574) / (63 x 3,5) = 80,928 МПа

F2 = 80,928 МПа < [f] = 205,714 МПа.

Условие прочности выполнено.

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	HB1ср	в	[]H	[]F
			HB2ср	H/мм2
Шестерня	45	улучшение	230	780	481,818	236,571
Колесо	45	улучшение	200	690	427,273	205,714

Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчёт
Параметр		Значение		Параметр			Значение
Межосевое расстояние aw		315		Угол наклона зубьев , град			0
Модуль зацепления m		3,5		Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца:				шестерни d1 колеса d2			94,5 535,5
шестерни b1 колеса b2		68 63
Числа зубьев:				Диаметр окружности вершин:
шестерни z1 колеса z2		27 153		шестерни da1 колеса da2			101,5 542,5
Вид зубьев		прямозубая передача		Диаметр окружности впадин:
				шестерни df1 колеса df2			85,75 526,75
Проверочный расчёт
Параметр			Допускаемые значения		Расчётные значения	Примечание
Контактные напряжения H, H/мм2			427,273		380,784	-
Напряжения изгиба, H/мм2	F1		236,571		80,978	-
	F2		205,714		80,928	-

4.    Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

dв  (16 x Tк / ( x [к]))1/3

4.1 Ведущий вал

dв  (16 x 176715,629 / (3,142 x 20))1/3 = 35,569 мм.

Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 40 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45 мм.

Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 50 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45 мм.

4.2 Выходной вал

dв  (16 x 955266,557 / (3,142 x 20))1/3 = 62,424 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 65 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 70 мм.

Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 75 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 70 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

Диаметры валов, мм

Валы	Расчетный диаметр	Диаметры валов по сечениям
		1-е сечение	2-е сечение	3-е сечение	4-е сечение
Ведущий вал.	35,569	Под 1-м элементом (ведомым) диаметр вала: 40	Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 45	Под 3-м элементом (ведущим) диаметр вала: 50	Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала: 45
Выходной вал.	62,424	Под свободным (присоединительным) концом вала: 65	Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 70	Под 3-м элементом (ведомым) диаметр вала: 75	Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала: 70

Длины участков валов, мм

Валы	Длины участков валов между
	1-м и 2-м сечениями	2-м и 3-м сечениями	3-м и 4-м сечениями
Ведущий вал.	105	80	80
Выходной вал.	130	80	80

5.    Конструктивные размеры шестерен и колёс 5.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 48 = 72 мм.

Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,5) x dвала = 1,2 x 48 = 57,6 мм = 95 мм.

Толщина обода:о = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм = 10 мм.

где h = 8,7 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = d1 - 2 x (o + h) = 160 - 2 x (10 + 8,7) = 122,6 мм

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (122,6 + 72) = 97,3 мм = 97 мм

где Doбода = 122,6 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (122,6 + 72) / 4 = 12,65 мм = 13 мм.

5.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 40 = 60 мм.

Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,5) x dвала = 1,2 x 40 = 48 мм = 95 мм.

Толщина обода:о = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм = 10 мм.

где h = 8,7 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = d2 - 2 x (o + h) = 250 - 2 x (10 + 8,7) = 212,6 мм

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (212,6 + 60) = 136,3 мм = 136 мм

где Doбода = 212,6 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (212,6 + 60) / 4 = 38,15 мм = 38 мм.

5.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 50 = 75 мм.

Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 50 = 40 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b1 = 68 мм.

Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 3,5 = 1,75 мм

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 2 мм.

5.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 75 = 112,5 мм. = 112 мм.

Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 1 x 75 = 75 мм

Толщина обода: о = (2,5...4) x mn = 2,5 x 3,5 = 8,75 мм. = 9 мм.

где mn = 3,5 мм - модуль нормальный.

Толщина диска: С = (0,2...0,3) x b2 = 0,2 x 63 = 12,6 мм = 13 мм.

где b2 = 63 мм - ширина зубчатого венца.

Толщина рёбер: s = 0,8 x C = 0,8 x 13 = 10,4 мм = 10 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Da2 - 2 x (2 x mn + o) = 542,5 - 2 x (2 x 3,5 + 9) = 510,5 мм = 510 мм.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (510 + 112) = 311 мм = 312 мм

где Doбода = 510 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода - dступ.) / 4 = (510 - 112) / 4 = 99,5 мм = 100 мм.

Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 3,5 = 1,75 мм

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 2 мм.

6.    Выбор муфты на выходном валу привода

В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов:

d(выход. вала) = 65 мм;

d(вала потребит.) = 65 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту:

T = 955,267 Нxм

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kр x T = 1,3 x 955,267 = 1241,847 Нxм

здесь kр = 1,3 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].

Частота вращения муфты:

n = 81,613 об./мин.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 2000-65-I.1-65-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).

Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.

см. = 2 x 103 x Tр / (zc x Do x dп x lвт) =