2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4

З А Д А Н И Е Спроектировать привод.В состав привода входят следующие передачи:1 - ременная передача с клиновым ремнём;2 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача;3 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача.Мощность на выходном валу Р = 4,9 кВт.Частота вращения выходного вала n = 25 об./мин.Коэффициент годового использования Кг = 300 / 365 =0,822.Коэффициент использования в течении смены Кс = 1.Срок службы L = 5 лет.Число смен S = 1.Продолжительность смены T = 8 ч.Режим работы - ЛТип нагрузки - постоянный.Содержание 1 Введение 32 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 43 Расчёт 1-й клиноременной передачи 74 Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи 114.1 Проектный расчёт 114.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 174.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 175 Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи 205.1 Проектный расчёт 205.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 265.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 266 Предварительный расчёт валов 296.1 Ведущий вал. 296.2 2-й вал. 296.3 Выходной вал. 297 Конструктивные размеры шестерен и колёс 317.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи 317.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи 317.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи 317.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи 317.5 1-я цилиндрическая шестерня 3-й передачи 317.6 2-я цилиндрическая шестерня 3-й передачи 327.7 1-е цилиндрическое колесо 3-й передачи 327.8 2-е цилиндрическое колесо 3-й передачи 328 Проверка прочности шпоночных соединений 338.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи 338.2 Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи 338.3 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи 338.4 1-е колесо 3-й зубчатой цилиндрической передачи 348.5 2-е колесо 3-й зубчатой цилиндрической передачи 349 Конструктивные размеры корпуса редуктора 3710 Выбор подшипников 3810.1 1-й вал 3810.2 2-й вал 3810.3 3-й вал 3811 Выбор сорта масла 4012 Выбор посадок 4113 Технология сборки редуктора 4214 Заключение 4315 Список использованной литературы 44 1Введение Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам. При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы. Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт. К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями. Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания. Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению. Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий. При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д. Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы. Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.^ 2Выбор электродвигателя и кинематический расчёт По табл. 1.1[2] примем следующие значения КПД:- для ременной передачи с клиновым ремнем: 1 = 0,96- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 2 = 0,975- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 3 = 0,975Общий КПД привода будет: = 1x ... x nx подш.3 = 0,96 x 0,975 x 0,975 x 0,993 = 0,885где подш. = 0,99 - КПД одного подшипника.Угловая скорость на выходном валу будет:вых. = = = 2,618 рад/сТребуемая мощность двигателя будет:Pтреб. = = = 5,537 кВтВ таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132S4 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=7,5 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1440 об/мин, угловая скорость двиг. = = = 150,796 рад/с.Oбщее передаточное отношение:U = = = 57,6Для передач выбрали следующие передаточные числа:U1 = 2,57 U2 = 4 U3 = 5,6Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу : Вал 1-й n1 = = = 560,311 об./мин. 1 = = = 58,675 рад/c. Вал 2-й n2 = = = 140,078 об./мин. 2 = = = 14,669 рад/c. Вал 3-й n3 = = = 25,014 об./мин. 3 = = = 2,619 рад/c. Мощности на валах:P1 = Pтреб.x 1x подш. = 5537 x 0,96 x 0,99 = 5262,365 ВтP2 = P1x 2x подш. = 5262,365 x 0,975 x 0,99 = 5079,498 ВтP3 = P2x 3x подш. = 5079,498 x 0,975 x 0,99 = 4902,985 ВтВращающие моменты на валах:T1 = = = 89686,664 НxммT2 = = = 346274,32 НxммT3 = = = 1872082,856 Нxмм По таблице 24.7(см. приложение учебника Дунаева/Леликова) выбран электродвигатель 132S4 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с мощностью Pдвиг.=7,5 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1440 об/мин.Передаточные числа и КПД передач Передачи Передаточное число КПД 1-я ременная передача с клиновым ремнём 2,57 0,96 2-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача 4 0,975 3-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача 5,6 0,975 Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах Валы Частота вращения,об/мин Угловая скорость,рад/мин Момент,Нxмм 1-й вал 560,311 58,675 89686,664 2-й вал 140,078 14,669 346274,32 3-й вал 25,014 2,619 1872082,856 ^ 3Расчёт 1-й клиноременной передачи 1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:T(ведущийшкив) = 36718,481 Нxмм.2. По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n(ведущийшкив) (в нашем случае n(ведущийшкив)=1439,996 об/мин) и передаваемой мощности:P = T(ведущийшкив)x (ведущийшкив) = 36718,481 x 10-6x 150,796 = 5,537 кВт принимаем сечение клинового ремня А.3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:d1 = (3...4) x (3...4) x 99,712...132,95 мм.Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 100 мм. 4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):d2 = U x d1x (1 - ) = 2,57 x 100 x (1 - 0,015) = 253,145 мм.где  = 0,015 - относительное скольжение ремня. Принимаем d2 = 250 мм. 5. Уточняем передаточное отношение:Uр = 2,538При этом угловая скорость ведомого шкива будет:(ведомыйшкив) = 59,415 рад/с.Расхождение с требуемым -1,261%, что менее допускаемого: 3%. Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:d1 = 100 мм;d2 = 250 мм.6. Межосевое расстояние Ap следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):amin = 0.55 x (d1 + d2) + T0 = 0.55 x (100 + 250) + 6 = 198,5 мм;amax = d1 + d2 = 100 + 250 = 350 мм.где T0 = 6 мм (высота сечения ремня).Принимаем предварительно значение a = 275 мм. 7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:L = 2 x a + 0.5 x  x (d1 + d2) + 2 x 275 + 0.5 x 3,142 x (100 + 250) + 1120,233 мм.Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 1120 мм. 8. Уточнённое значение межосевого расстояния aр с учетом стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]):aр = 0.25 x ((L - w) + )где w = 0.5 x  x (d1 + d2) = 0.5 x 3,142 x (100 + 250) = 549,779 мм; y = (d2 - d1)2 = (250 - 100)2 = 22500 мм.Тогда:aр = 0.25 x ((1120 - 549,779) + ) = 274,879 мм,При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 x L = 11,2 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 x L = 28 мм для увеличения натяжения ремней. 9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]:1 = 180o - 57 x (d2 - d1);aр) = 180o - 57 x (250 - 100);aр) = 148,895o10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: Cp = 1. 11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9[1]: CL = 0,93. 12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см. пояснения к формуле 7.29[1]): C = 0,917. 13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (см. пояснения к формуле 7.29[1]): предполагая, что ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент Сz = 0,85. 14. Число ремней в передаче:z = 5,417,где Рo = 1,41 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8[1]). Принимаем z = 6. 15. Скорость:V = 0.5 x (ведущегошкива)x d1 = 0.5 x 150,796 x 0,1 = 7,54 м/c.16. Нажатие ветви клинового ремня по формуле 7.30[1]:F0 =  x V2 = 0,1 x 7,542 = 111,193 H.где  = 0,1 Hxc2/м2 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле 7.30[1]).17. Давление на валы находим по формуле 7.31[1]:Fв = 2 x F0x sin2 x 111,193 x 6 x sin1285,46 H.18. Напряжение от силы F0 находим по формуле 7.19[1]:1 = 1,373 МПа.где A = 81 мм2 - площадь поперечного сечения ремня. 19. Напряжение изгиба (формулa 7.19[1]):и = 2,8 МПа.где Еи = 100 МПа - для резинотканевых ремней; y - растояние от нейтральной оси до опасного волокна сечения ремня y = 2,8.20. Напряжение от центробежных сил (по формуле 7.19[1]):v =  x V2x 10-6 = 1100 x 0,0082 = 0,063 МПа.где  = 1100 кг/м3 - плотность ремня. 21. Максимальное напряжение по формуле 7.18[1] будет:max = 1 + и + v = 1,373 + 2,8 + 0,063 = 4,236 МПа.Условие прочности max  7 МПа выполнено. 22. Проверка долговечности ремня: Находим рабочий ресурс ремня по формуле 7.22[1] а) базовое число циклов для данного типа ремня:Noц = 4600000;б) коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения;Ci = 1.5 x - 0.5 = 1.5 x - 0.5 = 1,546;в) коэффициент, учитывающий характер нагрузки СH = 1 при постоянной нагрузке.H0 = Noцxx Cix CH = 4600000 xx 1,546 x 1 = 16317,726 ч.продолжительность работы передачи в расчётный срок службы в часах:t = 365 x Lгx C x tcx kггде Lг = 5 - срок службы передачи; С = 1 - число смен; tc = 8 - продолжительность смены, ч.; kг = 0,822 - коэффициент годового использования привода.t = = 365 x 5 x 1 x 8 x 0,822 = 12001,2 ч.Таким образом условие долговечности выполнено, т. к. H0 > t. 23. Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12[1]):Вш = (z - 1) x e + 2 x f = (6 - 1) x 15 + 2 x 10 = 95 мм. Параметры клиноременной передачи, мм Параметр Значение Параметр Значение Тип ремня клиновой Диаметр ведущего шкива d1 100 Сечение ремня А Диаметр ведомого шкива d2 250 Количество ремней Z 6 Максимальное напряжение max, H/мм2 4,236 Межосевое расстояние aw 274,879 Длина ремня l 1120 Предварительное натяжение ремня Fo, Н 111,193 Угол обхвата ведущего шкива 1, град 148,895 Сила давления ремня на вал Fв, Н 1285,46 ^ 4Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи 4.1Проектный расчёт Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):- для шестерни : сталь : 45Л термическая обработка : нормализация твердость : HB 180- для колеса : сталь : 45Л термическая обработка : нормализация твердость : HB 160Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:[]H = ,По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :Hlimb = 2 x HB + 70 .Hlim(шестерня) = 2 x 180 + 70 = 430 МПа; Hlim(колесо) = 2 x 160 + 70 = 390 МПа;SH - коэффициент безопасности SH = 1,1; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.ZN = ,где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:NHG = 30 x HBср2.4  12 x 107NHG(шест.) = 30 x 1802.4 = 7758455,383NHG(кол.) = 30 x 1602.4 = 5848024,9NHE = Hx Nк - эквивалентное число циклов.Nк = 60 x n x c x tЗдесь :- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 560,305 об./мин.; nкол. = 140,076 об./мин.- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении; t = 365 x Lгx C x tcx kг - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.- Lг=5 г. - срок службы передачи; - С=1 - количество смен; - tc=8 ч. - продолжительность смены;- kг=0,822 - коэффициент годового использования.t = 365 x 5 x 1 x 8 x 0,822 = 12001,2 ч.H = 0,125 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для лёгкого режима нагрузки (работа большую часть времени с нагрузками ниже средних).Тогда:Nк(шест.) = 60 x 560,305 x 1 x 12001,2 = 403459941,96Nк(кол.) = 60 x 140,076 x 1 x 12001,2 = 100864805,472NHE(шест.) = 0,125 x 403459941,96 = 50432492,745NHE(кол.) = 0,125 x 100864805,472 = 12608100,684В итоге получаем:ZN(шест.) = = 0,732Так как ZN(шест.)ZN(кол.) = = 0,88Так как ZN(кол.)ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1,15 .Предварительное значение межосевого расстояния:a' = K x (U + 1) xгде К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:a' = 10 x (4 + 1) x = 140,991 мм.Окружная скорость Vпредв.:Vпредв. = = = 1,655 м/сПо найденной скорости получим Zv:Zv = 0.85 x Vпредв.0.1 = 0.85 x 1,6550.1 = 0,894Принимаем Zv = 1.Допустимые контактные напряжения:для шестерни []H1 = = 351,818 МПа;для колеса []H2 = = 319,091 МПа;Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле на стр. 14[2]:[]H = Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:[]H = = 335,853 МПа.Требуемое условие выполнено : []H = 335,853 МПа Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:[]F = ,По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеемFlim(шестерня) = 324 МПа; Flim(колесо) = 288 МПа;SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.YN = ,где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:NFG = 4 x 106NFE = Fx Nк - эквивалентное число циклов.Nк = 60 x n x c x tЗдесь :- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 560,305 об./мин.; nкол. = 140,076 об./мин.- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении; t = 365 x Lгx C x tcx kг - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.- Lг=5 г. - срок службы передачи; - С=1 - количество смен; - tc=8 ч. - продолжительность смены;- kг=0,822 - коэффициент годового использования.t = 365 x 5 x 1 x 8 x 0,822 = 12001,2 ч.F = 0,016 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для лёгкого режима нагрузки (работа большую часть времени с нагрузками ниже средних).Тогда:Nк(шест.) = 60 x 560,305 x 1 x 12001,2 = 403459941,96Nк(кол.) = 60 x 140,076 x 1 x 12001,2 = 100864805,472NFE(шест.) = 0,016 x 403459941,96 = 6455359,071NFE(кол.) = 0,016 x 100864805,472 = 1613836,888В итоге получаем:YN(шест.) = = 0,923Так как YN(шест.)YN(кол.) = = 1,163YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).Допустимые напряжения изгиба:для шестерни []F1 = = 190,588 МПа;для колеса []F2 = = 169,412 МПа;По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности. Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):a = Kax (U + 1) x ,где Кa = 43 - для косозубой передачи, для симметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем ba = 0,4; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:KH = KHvx KHx KHгде KHv = 1,033 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KH определяют по формуле:KH = 1 + (KHo - 1) x KHЗубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента bd:bd = 0.5 x bax (U + 1) = 0.5 x 0,4 x (4 + 1) = 1По таблице 2.7[2] KHo = 1,04. KH = 0,193 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:KH = 1 + (1,04 - 1) x 0,193 = 1,008Коэффициент KH определяют по формуле:KH = 1 + (KHo - 1) x KHKHo - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для косозубой передачи и для данного типа сталей колёс:KHo = 1 + 0.25 x (nст - 5) = 1 + 0.25 x (9 - 5) = 2 Так как значение получилось большим 1.6, то принимаем KHo = 1.6KH = 1 + (1,6 - 1) x 0,193 = 1,116В итоге:KH = 1,033 x 1,008 x 1,116 = 1,162Тогда:a = 43 x (4 + 1) x = 176,938 мм.Принимаем ближайшее значение a по стандартному ряду: a = 180 мм.Предварительные основные размеры колеса:Делительный диаметр:d2 = = = 288 мм.Ширина:b2 = bax a = 0,4 x 180 = 72 мм.Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:mmax  = = 4,235 мм.Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:mmin = где Km = 2.8 x 103 - для косозубых передач; []F - наименьшее из значений []F1 и []F2.Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:KF = KFvx KFx KFЗдесь коэффициент KFv = 1,066 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:KF = 0.18 + 0.82 x KHo = 0.18 + 0.82 x 1,04 = 1,033KF = KHo = 1,6 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.Тогда:KF = 1,066 x 1,033 x 1,6 = 1,762mmin = = 1,008 мм.Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 3. Для косозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев:  = 9o. Суммарное число зубьев:Z = = = 118,523Полученное значение Z округляем в меньшую сторону до целого числа Z = 118. После этого определяется действительное значение угла o наклона зубьев: = = = 10,475oЧисло зубьев шестерни:z1 =  z1min = 17 x Cos3() = 16,16417 (для косозубой и шевронной передач).z1 = = 23,6Принимаем z1 = 24Коэффициент смещения x1 = 0 при z1  17.Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0 Число зубьев колеса внешнего зацепления:z2 = Z - z1 = 118 - 24 = 94Фактическое передаточное число:Uф = = = 3,917Фактическое значение передаточного числа отличается на 2,1%, что не более, чем допустимые 3%.Делительное межосевое расстояние:a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 3 x (94 + 24) = 177 мм.Коэффициент воспринимаемого смещения:y = = = -1Диаметры колёс:делительные диаметры:d1 = = = 73,22 мм.d2 = 2 x a - d1 = 2 x 180 - 73,22 = 286,78 мм.диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:da1 = d1 + 2 x (1 + x1) x m = 73,22 + 2 x (1 + 0) x 3 = 79,22 мм.df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 73,22 - 2 x (1.25 - 0) x 3 = 65,72 мм.da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 286,78 + 2 x (1 + 0 - (-1)) x 3 = 291,58 мм.df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 286,78 - 2 x (1.25 - 0) x 3 = 279,28 мм.^ 4.2Проверочный расчёт по контактным напряжениям Расчётное значение контактного напряжения:H =  []Hгде Z = 8400 - для косозубой передачи. Тогда:H = = 309,301 МПа  []H = 335,853 МПа.Силы в зацеплении:окружная:Ft = = = 2449,786 H;радиальная:Fr = = = 906,761 H;осевая:Fa = Ftx tg() = 2449,786 x tg(10,475o) = 452,935 H.^ 4.3Проверка зубьев передачи на изгиб Расчётное напряжение изгиба:в зубьях колеса:F2 =  []F2в зубьях шестерни:F1 =  []F1Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:zv1 = = = 25,241zv2 = = = 98,861По табл. 2.10[2]:YFS1 = 3,905YFS2 = 3,591Значение коэффициента Y, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:Y = 1 - = 1 - = 0,895Для косозубой передачи значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 0,65.Тогда:F2 = = 41,748 МПа  []F2 = 169,412 МПа.F1 = = 45,398 МПа  []F1 = 190,588 МПа. Механические характеристики материалов зубчатой передачи Элемент передачи Марка стали Термообработка HB1ср в []H []F HB2ср H/мм2 Шестерня 45Л нормализация 180 540 351,818 190,588 Колесо 45Л нормализация 160 520 319,091 169,412 Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм Проектный расчёт Параметр Значение Параметр Значение Межосевое расстояние aw 180 Угол наклона зубьев , град 10,475 Модуль зацепления m 3 Диаметр делительной окружности: Ширина зубчатого венца: шестерни d1колеса d2 73,22286,78 шестерни b1колеса b2 7772 Числа зубьев: Диаметр окружности вершин: шестерни z1колеса z2 2494 шестерни da1колеса da2 79,22291,58 Вид зубьев косозубая передача Диаметр окружности впадин: шестерни df1колеса df2 65,72279,28 Проверочный расчёт Параметр Допускаемые значения Расчётные значения Примечание Контактные напряжения H, H/мм2 335,853 309,301 - Напряжения изгиба, H/мм2 F1 190,588 45,398 - F2 169,412 41,748 - ^ 5Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи 5.1Проектный расчёт Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):- для шестерни : сталь : 45 термическая обработка : улучшение твердость : HB 230- для колеса : сталь : 40Л термическая обработка : нормализация твердость : HB 160Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:[]H = ,По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :Hlimb = 2 x HB + 70 .Hlim(шестерня) = 2 x 230 + 70 = 530 МПа; Hlim(колесо) = 2 x 160 + 70 = 390 МПа;SH - коэффициент безопасности SH = 1,1; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.ZN = ,где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:NHG = 30 x HBср2.4  12 x 107NHG(шест.) = 30 x 2302.4 = 13972305,126NHG(кол.) = 30 x 1602.4 = 5848024,9NHE = Hx Nк - эквивалентное число циклов.Nк = 60 x n x c x tЗдесь :- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 140,079 об./мин.; nкол. = 25,014 об./мин.- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении; t = 365 x Lгx C x tcx kг - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.- Lг=5 г. - срок службы передачи; - С=1 - количество смен; - tc=8 ч. - продолжительность смены;- kг=0,822 - коэффициент годового использования.t = 365 x 5 x 1 x 8 x 0,822 = 12001,2 ч.H = 0,125 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для лёгкого режима нагрузки (работа большую часть времени с нагрузками ниже средних).Тогда:Nк(шест.) = 60 x 140,079 x 1 x 12001,2 = 100866965,688Nк(кол.) = 60 x 25,014 x 1 x 12001,2 = 18011881,008NHE(шест.) = 0,125 x 100866965,688 = 12608370,711NHE(кол.) = 0,125 x 18011881,008 = 2251485,126В итоге получаем:ZN(шест.) = = 1,017ZN(кол.) = = 1,172ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1,15 .Предварительное значение межосевого расстояния:a' = K x (U + 1) xгде К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:a' = 10 x (5,6 + 1) x = 207,147 мм.Окружная скорость Vпредв.:Vпредв. = = = 0,46 м/сПо найденной скорости получим Zv:Zv = 0.85 x Vпредв.0.1 = 0.85 x 0,460.1 = 0,786Принимаем Zv = 1.Допустимые контактные напряжения:для шестерни []H1 = = 441,008 МПа;для колеса []H2 = = 373,975 МПа;Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле на стр. 14[2]:[]H = Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:[]H = = 408,868 МПа.Требуемое условие выполнено : []H = 408,868 МПа Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:[]F = ,По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеемFlim(шестерня) = 414 МПа; Flim(колесо) = 288 МПа;SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.YN = ,где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:NFG = 4 x 106NFE = Fx Nк - эквивалентное число циклов.Nк = 60 x n x c x tЗдесь :- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 140,079 об./мин.; nкол. = 25,014 об./мин.- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении; t = 365 x Lгx C x tcx kг - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.- Lг=5 г. - срок службы передачи; - С=1 - количество смен; - tc=8 ч. - продолжительность смены;- kг=0,822 - коэффициент годового использования.t = 365 x 5 x 1 x 8 x 0,822 = 12001,2 ч.F = 0,016 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для лёгкого режима нагрузки (работа большую часть времени с нагрузками ниже средних).Тогда:Nк(шест.) = 60 x 140,079 x 1 x 12001,2 = 100866965,688Nк(кол.) = 60 x 25,014 x 1 x 12001,2 = 18011881,008NFE(шест.) = 0,016 x 100866965,688 = 1613871,451NFE(кол.) = 0,016 x 18011881,008 = 288190,096В итоге получаем:YN(шест.) = = 1,163YN(кол.) = = 1,55YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).Допустимые напряжения изгиба:для шестерни []F1 = = 283,225 МПа;для колеса []F2 = = 197,026 МПа;По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности. Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):a = Kax (U + 1) x ,где Кa = 43 - для косозубой передачи, для симметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем ba = 0,4; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:KH = KHvx KHx KHгде KHv = 1,02 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KH определяют по формуле:KH = 1 + (KHo - 1) x KHЗубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента bd:bd = 0.5 x bax (U + 1) = 0.5 x 0,4 x (5,6 + 1) = 1,32По таблице 2.7[2] KHo = 1,072. KH = 0,19 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:KH = 1 + (1,072 - 1) x 0,19 = 1,014Коэффициент KH определяют по формуле:KH = 1 + (KHo - 1) x KHKHo - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для косозубой передачи и для данного типа сталей колёс:KHo = 1 + 0.25 x (nст - 5) = 1 + 0.25 x (9 - 5) = 2 Так как значение получилось большим 1.6, то принимаем KHo = 1.6KH = 1 + (1,6 - 1) x 0,19 = 1,114В итоге:KH = 1,02 x 1,014 x 1,114 = 1,152Тогда:a = 43 x (5,6 + 1) x = 227,367 мм.Принимаем ближайшее значение a по стандартному ряду: a = 224 мм.Предварительные основные размеры колеса:Делительный диаметр:d2 = = = 380,121 мм.Ширина:b2 = bax a = 0,4 x 224 = 89,6 мм.Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 90 мм.Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:mmax  = = 3,993 мм.Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:mmin = где Km = 2.8 x 103 - для косозубых передач; []F - наименьшее из значений []F1 и []F2.Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:KF = KFvx KFx KFЗдесь коэффициент KFv = 1,04 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:KF = 0.18 + 0.82 x KHo = 0.18 + 0.82 x 1,072 = 1,059KF = KHo = 1,6 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.Тогда:KF = 1,04 x 1,059 x 1,6 = 1,762mmin = = 1,419 мм.Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 2,5. Для косозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев:  = 8o. Суммарное число зубьев:Z = = = 177,456Полученное значение Z округляем в меньшую сторону до целого числа Z = 177. После этого определяется действительное значение угла o наклона зубьев: = = = 8,987oЧисло зубьев шестерни:z1 =  z1min = 17 x Cos3() = 16,38217 (для косозубой и шевронной передач).z1 = = 26,818Принимаем z1 = 27Коэффициент смещения x1 = 0 при z1  17.Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0 Число зубьев колеса внешнего зацепления:z2 = Z - z1 = 177 - 27 = 150Фактическое передаточное число:Uф = = = 5,556Фактическое значение передаточного числа отличается на 0,8%, что не более, чем допустимые 3%.Делительное межосевое расстояние:a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 2,5 x (150 + 27) = 221,25 мм.Коэффициент воспринимаемого смещения:y = = = -1,1Диаметры колёс:делительные диаметры:d1 = = = 68,339 мм.d2 = 2 x a - d1 = 2 x 224 - 68,339 = 379,661 мм.диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:da1 = d1 + 2 x (1 + x1) x m = 68,339 + 2 x (1 + 0) x 2,5 = 73,339 мм.df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 68,339 - 2 x (1.25 - 0) x 2,5 = 62,089 мм.da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 379,661 + 2 x (1 + 0 - (-1,1)) x 2,5 = 383,661 мм.df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 379,661 - 2 x (1.25 - 0) x 2,5 = 373,411 мм.^ 5.2Проверочный расчёт по контактным напряжениям Расчётное значение контактного напряжения:H =  []Hгде Z = 8400 - для косозубой передачи. Тогда:H = = 397,565 МПа  []H = 408,868 МПа.Силы в зацеплении:окружная:Ft = = = 5067,009 H;радиальная:Fr = = = 1867,162 H;осевая:Fa = Ftx tg() = 5067,009 x tg(8,987o) = 801,357 H.^ 5.3Проверка зубьев передачи на изгиб Расчётное напряжение изгиба:в зубьях колеса:F2 =  []F2в зубьях шестерни:F1 =  []F1Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:zv1 = = = 28,019zv2 = = = 155,663По табл. 2.10[2]:YFS1 = 3,844YFS2 = 3,59Значение коэффициента Y, учитывающего