Привод коробки передач

Размещено на http://www.allbest.ru/

ФГОУ ВПО "Вятская государственная сельскохозяйственная академия"

Инженерный факультет

Кафедра сопротивления материалов и деталей машин

ПРИВОД КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ

Курсовой проект

Пояснительная записка

ВГСХА.00.00.00.000 ПЗ

Руководитель Черемисинов В.И.

Киров 2011

Содержание

Введение

1. Энергетический и кинематический расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Определение передаточного отношения привода и КПД

1.3 Определение частот вращения на ступенях

1.4 Определение передаточного числа коробки передач

1.5 Определение мощности на валах

1.6 Определение частот вращения валов

1.7 Определение крутящих моментов на валах

2. Расчёт передач

2.1 Расчёт первой ступени

2.2 Расчёт второй ступени

2.3 Расчёт третьей ступени

3. Расчёт валов

3.1 Расчёт входного вала

3.2 Расчёт тихоходного вала

4. Расчёт и подбор подшипников

4.1 Расчёт подшипников быстроходного вала

4.2 Расчёт подшипников тихоходного вала

5. Расчёт шпоночных и шлицевых соединений

6. Подбор муфт

7. Выбор и обоснование способа смазки передач и подшипников

Список литературы

Введение

Привод коробки передач включает в себя: раму, электродвигатель АИР 100L6 ТУ 16-525.564-84,муфту упругую со звездочкой 63,0-28-1-22-1-УЗ , соединяющей вал электродвигателя и входной вал коробки передач, и собственно коробки передач, состоящей из быстроходного и тихоходного вала, блока шестерен и трёх прямозубых колёс, а также механизма переключения передач. С помощью коробки передач можно ступенчато менять частоту вращения выходного вала в заданных пределах, а тем самым изменять скорость движения приводного агрегата.

1. Энергетический и кинематический расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

По заданным условиям:

Р_э=1,7 кВт

n_вх= 930 мин^-1

n_вых(min)= 220 мин^-1

ц=1,58

n₁=n_min

n₂=n₁ ц

n₃=n₁ ц²

выбираем «Двигатель АИР 100L6 ТУ 16-525.564-84» исполнение IM1081 ГОСТ 19523-74:

Р_Эл = 2,2 кВт, n_Э = 945 мин ^-1

1.2 Определение передаточного отношения привода и КПД

Передача Электропривод Кинематический Вал

_ОБЩ = _{М П},

где _ОБЩ - общий КПД привода;

_М - КПД муфты, _М = 0,98;

_П - КПД передачи, _П = 0,97;

_ОБЩ = 0,980,97 = 0,95

1.3 Определение частот вращения на ступенях

n_ii=n_элц

n_Э= n _І = 945 мин^-1,

где n _І-частота вращения на быстроходном валу;

n _{ІІ 1} = 220 мин^-1,

где n _{ІІ 1} - частота вращения тихоходного вала на 1 передаче;

n _{ІІ 2} = 2201,58=347,6 мин^-1,

где n _{ІІ 2} - частота вращения тихоходного вала на 2 передаче;

n _{ІІ 3} = 2201,58²=549,20 мин^-1,

где n _{ІІ 3} - частота вращения тихоходного вала на 3 передаче.

1.4 Определение передаточного числа коробки передач

U_{ІІ 1} = n_Э / n_І,

где U_{ІІ 1} - передаточное число на первой скорости,

n_І - частота вращения тихоходного вала на первой скорости, мин^-1, n₁ = n_min=220 мин^-1;

U_{ІІ 1} = 945_/220 = 4,30

U_{ІІ 2} = n_Э / n_ІІ,

где U_{ІІ 2} - передаточное число на второй скорости;

n_ІІ2 - частота вращения тихоходного вала на второй скорости, мин^-1.

U_{ІІ 2} = 945/347,6 = 2,72

U_{ІІ 3} = n_Э / n_ІІ3,

где U_ІІ3 - передаточное число на третьей скорости,

n_ІІ3 - частота вращения выходного вала на третьей скорости, мин^-1;

U_{ІІ 3} = 945/549,20 = 1,72

1.5 Определение мощности на валах

Р_І= Р_{Э М} ,

где Р_І - мощность на первом валу, кВт;

_М - КПД муфты;

Р_І = 2,20,98 = 2,16 кВт;

Р_ІІ= Р_{І ц.п.} ,

где Р_ІІ - мощность на втором валу, кВт,

_ц.п. - КПД цилиндрической передачи,

Р_ІІ = 2,160,97 = 2,10 кВт.

1.6 Определение частот вращения валов

n_І = n_Э = 945 мин^-1;

На первой скорости:

n_{ІІ 1} = n_Э/ U_{ІІ 1} = 945/ 4,3 = 219,77 мин^-1;

На второй скорости:

n_{ІІ 2} = n_Э/ U_{ІІ 2} = 945/ 2,72 =347,43 мин^-1;

На третьей скорости:

n_{ІІ 3} = n_Э/ U_{ІІ 3} = 920/1,72 = 549,42 мин^-1.

1.7 Определение крутящих моментов на валах:

Т_i = 9550Р_i/ n_i ,

где Т_i - крутящий момент на валу, Нм;

Р_i - мощность на i-oм валу, кВт;

n_i - частота вращения i-го вала, мин^-1.

Т_І = 9550 2,16/ 945 = 21,83 Нм;

На первой передаче:

Т_ІІ1 = 95502,10/ 219,77 = 91,25 Нм;

На второй передаче:

Т_ІІ2 = 95502,10/ 347,43 = 57,72 Нм;

На третьей передаче:

Т_ІІ3 = 95502,10/ 549,42=36,50 Нм.

Результаты расчетов сводим в таблицу 1

Таблица 1- Результаты расчетов

Валы	Мощности на валах Р, кВт	Частоты вращения валов, мин-1	Крутящие моменты на валах Т, Нм	Передаточные числа передач
Быстроходный	2,16	945	21,83	___
Т И Х О Х О Д Н Ы Й	1-я передача	2,10	219,77	91,25	4,30
	2-я передача	2,10	347,43	57,72	2,72
	3-я передача	2,10	549,42	36,50	1,72

2. Расчёт передач

2.1 Расчёт первой ступени

1) Выбор материалов и термической обработки колёс

Шестерня - сталь 40Х, улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость:

Н₁ = 45-50 HRC

Колесо - сталь 40Х, улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость: Н₂ = 45-50 HRC.

2) Определение срока службы передач

t₁ = 53001 = 1500 часов

3) Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

_Н = _НОZ_N,

где _НО - базовое допускаемое напряжение, МПа;

Z_N - коэффициент долговечности.

_НО = _{H lim}Z_RZ_V/ S_H,

где _{H lim} - длительный предел контактной выносливости, МПа;

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей;

Z_V - коэффициент, учитывающий скорость;

S_H - коэффициент запаса прочности.

Шестерня:

_{H lim} = 17 HRCэ+200 =17·47,5+200= 1007,5 МПа.

Z_R = 1,

Z_V = 1,

S_H = 1,3

_НО1 = _{H lim}Z_RZ_V/ S_H = 1007,51·1/ 1,3 = 775 МПа.

Колесо:

_{H lim} = 17 HRCэ+200 =17·47,5+200= 1007,5 МПа.

Z_R =1,

Z_V = 1,

S_H = 1,3

_НО2 = _{H lim}Z_RZ_V/ S_H = 1007,51·1/ 1,3 = 775 МПа.

Z_N = ^m (N_HO/ N_HE),

где N_HO - базовое число циклов нагружения;

N_HE - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой усталости поверхностных слоёв зубьев, m = 6.

Шестерня:

N_HO1 = (10· HRCэ)³ = (10·47,5)³ = 10,710⁷ 1210⁷

N_HE1 = 60n₁t₁= 609451500= 8,510⁷

N_HE1 N_HO, Z_N = ⁶v(10,7·10⁷/8,510⁷)=1,03

_Н1 = _НО1Z_N = 7751,03 = 798,25 МПа.

Колесо:

N_HO2 = (10· HRCэ)³ = (10·47,5)³ = 10,710⁷ 1210⁷

N_HE2 = 60n₂t₁= 60219,771500= 1,910⁷

N_HE2 N_HO, Z_N = ⁶v(10,7·10⁷/1,910⁷)=1,33

_Н2 = _НО2Z_N = 7751,33 = 1030,75 МПа.

За расчётное принимаем наименьшее, т.е. _Н1 = 798,25 МПа.

4) Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на изгиб

_F = _FOy_Ay_N,

где _FO - базовое допускаемое напряжение изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

y_A - коэффициент, вводимый при двусторонней нагрузке, y_A = 1;

y_N - коэффициент долговечности.

_FO = _{F lim}y_Ry_xy / S_F,

где _{F lim} - предел выносливости, определяемый на зубьях при отнулевом цикле, МПа;

y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

y_x - коэффициент размеров;

y - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентра- ции напряжений.

Шестерня:

_{F lim 1} =500 - 600 МПа= 550 МПа.

y_R = 1

y_X = 1

y = 1

S_F = 1,7

_FO1 = 550111/ 1,7 = 323,53 МПа.

Колесо:

_{F lim 2} =500 - 600 МПа= 550 Мпа

y_R = 1

y_X = 1

y = 1

S_F = 1,7

_FO2= 550111/ 1,7 = 323,53 МПа.

Y_N = ^m(N_FO/ N_FE) ?1,

при условии 1?Y_N?Y_Nmax

где N_FO - базовое число циклов нагружения;

N_FE - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой выносливости.

Шестерня:

m=9

N_FE1 = 60n₁t₁= 609451500= 8,510⁷

N_FO1 = 410⁶

N_FE1 N_FO1 =>Y_N = 1

_F1 = 323,5311 = 323,53 МПа.

Колесо:

m=9

N_FE2 = 60n₂t₂= 60219,771500= 1,910⁷

N_FO2 = 410⁶

N_FE2 N_FO2 => Y_N = 1

_F2 = 323,5311 = 323,53 МПа.

5) Определение межосевого расстояния

a_W = K_a(U+1)³(K_нT₁/ _aU²_H),

где a_W - межосевое расстояние, мм;

K_a - вспомогательный коэффициент, K_a = 450;

K_H - коэффициент перегрузки, К_H = 1,4;

_a - коэффициент ширины, _a = 0,1.

a_W = 450(4,30+1)³(1,421,83/ 0,14,30798,25²) = 114,80 мм.

Принимаем стандартное значение a_W = 125 мм

6) Определение модуля передачи

m_n = (0,016 - 0,0315) a_W = (0,016 - 0,0315)125 = (2 - 3,94) мм.

m_min= k_m· k_f ·T₁·(u+1)/a_w·b₂·_f

m_min=3,4·10³·1,4·21,83·(4,30+1)/125·12,5·323,53=1,09 мм

Согласно нормальному ряду принимаем модуль m_n = 2,5 мм ГОСТ 9563-80

7) Определение суммарного числа зубьев

Z = 2 a_W/ m_n = 2125/ 2,5 = 100.

8) Определение числа зубьев шестерни

Z₁ = Z/ (U+1) = 100/ (4,3+1) = 18,87;

принимаем Z₁ = 19.

9) Определение числа зубьев колеса

Z₂ = Z - Z₁ = 100 - 19 = 81.

U_ф= Z₂/ Z₁

U_ф= 81/19= 4,26

10) Определение геометрических размеров колёс

b₂ = _a a_W = 0,1125 = 12,5 мм;

b₁ = b₂ + 5 мм = 12,5+5 = 17,5 мм;

d₁ = m Z₁ = 2,519 = 47,5 мм;

d₂ = m Z₂ = 2,581 = 202,5 мм;

d_a1 = d₁+2m = 47,5+2·2,5 = 52,5 мм;

d_a2 = d₂+2m = 202,5+2·2,5 = 207,5 мм.

11) Определение усилий в зацеплении

F_t = 2T₁/ d₁ = 291,25/ 202,5 = 0,901 кH;

F_r = F_ttg = 0,901tg20 = 0,33 кH.

12) Проверка зубьев колёс на изгиб

Шестерня:

_F1/ Y_F1,

Y_F1 = 4,18

323,53/ 4,18 = 77,40

Колесо:

_F2/ Y_F2,

Y_F2 = 3,74

323,53/ 3,74 = 86,51

Проверочный расчёт ведём по шестерне:

_F1 = 2·10³· Y_F1·K_Fв·К_FV·T₁/ (m²·z₁·b₁) _F1;

ш_bd=b₂/d₁ = 12,5/47,5 = 0,264;

V = р•d₁•n₁/6•10₄ =3,14•47,5•945/6•10₄ =2,35 м/с

По скорости назначаем 8 степень точности, передача общего машиностроения

K_Fв=1,01

K_HV=1,06

K_FV=1,06

K_Fб=1,22

K_Hб=1

K_Hв=1,02

_F1 = 2·10³·4,18·1,01·1,06·21,83/ (2,5²·19·17,5) = 94,02 МПа;

_F1 = 94,02 _F1 = 323,53 МПа.

Условие прочности на изгиб выполняется.

13) Проверка зубьев колёс на контактную прочность

у_H = k•v(K_Hб•K_Hв•K_HV•F_t•(u+1)/d₁•b₂•u),

где к=428

у_H =428•v1•1,02•1,06•0,901•103(4,26+1)/47,5•12,5•4,26=608,30 MПа

_H =608,30 < _H =798,25 Мпа

Условие контактной прочности выполняется.

2.2 Расчёт второй передачи

1) Выбор материалов и термообработка колес

Шестерня - Сталь 40Х, Т.О. - улучшение и закалка ТВЧ, твердость Н₁ = 45-50 HRC

Колесо - Сталь 40Х, Т.О. - улучшение и закалка ТВЧ, твердость Н₂ = 45-50 HRC

2) Определение срока службы передачи

t₂ = 15300 = 1500 ч.

3) Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

_Н = _НОZ_N,

_НО = _{H lim}Z_RZ_V/ S_H,

Шестерня:

_{H lim} = 17 HRCэ+200 =17·47,5+200= 1007,5 МПа.

Z_R = 1,

Z_V = 1,

S_H = 1,3

Z_N = ^m (N_HO/ N_HE) ?1

При условии 1? Z_N? Z_{N max}

m=6

Z_{N max}=1,8

N_HO1 = (10· HRCэ)³ = (10·47,5)³ = 10,710⁷ 1210^7,

N_HE1 = 60n₁t₁= 609451500= 8,510⁷

N_HE1 < N_HO,

Z_N = ⁶v(10,7·10⁷/8,510⁷)=1,03

_НО1 = _{H lim}Z_RZ_V/ S_H = 1007,51·1/ 1,3 = 775 МПа.

_Н1 = _НО1Z_N = 7751,03 = 798,25 МПа.

Колесо:

_{H lim} = 17 HRCэ+200 =17·47,5+200= 1007,5 МПа.

Z_R = 1,

Z_V = 1,

S_H = 1,3

Z_N = ^m (N_HO/ N_HE) ?1

При условии 1? Z_N? Z_{N max}

m=6

Z_{N max}=1,8

N_HO2 = (10· HRCэ)³ = (10·47,5)³ = 10,710⁷ 1210⁷

N_HE2 = 60n₂t₂= 60347,431500= 3,12610⁷

N_HE1 < N_HO,

Z_N = ⁶v(10,7·10⁷/3,12610⁷)=1,22

_НО2 = _{H lim}Z_RZ_V/ S_H = 1007,51·1/ 1,3 = 775 МПа.

_Н2 = _НО1Z_N = 7751,22 = 945,5 МПа.

За расчетное принимаем наименьшее _Н1 = 798,25 МПа.

4) Определение допускаемых напряжений на изгиб

_F = _FOy_Ay_N,

_FO = _{F lim}y_Ry_xy / S_F,

Шестерня:

_{F lim 1} =500 - 600= 550 МПа.

y_R = 1

y_X = 1

y = 1

S_F = 1,7

_FO1 = 550111/ 1,7 = 323,53 МПа.

Y_N = ^m(N_FO/ N_FE) ? 1,

При условии 1?Y_N?Y_Nmax

m=9

N_FE1 = 60n₁t₂ = 609451500 = 8,5•10⁷

N_FO1 = 410⁶

N_FE1 N_FO1,=>Y_N = 1

_F1 = 322,5311 =323,53 МПа.

Колесо:

_{F lim 2} =500 - 600 = 550 МПа.

y_R = 1

y_X = 1

y = 1

S_F = 1,7

_FO2 =550111/ 1,7 = 323,53 МПа.

Y_N = ^m(N_FO/ N_FE) ? 1,

При условии 1?Y_N?Y_Nmax

m=9

N_FE2 = 60n₂t₂= 60347,43•1500 = 3,12610⁷

N_FO2 = 410⁶

N_FE2 N_FO2 => Y_N = 1

_F2 = 323,5311 = 323,53 МПа.

5) Определение межосевого расстояния.

Межосевое расстояние принимаем такое же, как и у самой нагруженной первой передачи, a_W = 125 мм.

Определяем коэффициент ширины:

_а = K_a³•(u+1)³•K_H•T₁/ (a_W³•u•_Н²)

_а=450³•(2,72+1)³•1,3•21,83/(125³•2,72•798,25²) = 0,04

Принимаем стандартное значение _а = 0,1

6) Определение модуля передачи

m_n = (0,016 - 0,0315) a_W = (0,016 - 0,0315)125 = (2 - 3,94) мм.

m_min = K_m•k_F•T₁•(u+1)/a_w•b₂•[у]_F

_--b₂= ш•a_w = 0,1•125 = 12,5 мм

K_m =3,4•10³

K_F= K_H

m_min=3,4•10³•1,3•21,83•(2,72+1)/125•12,5•323,53 = 0,76 мм

Согласно ГОСТ 9563-80 принимаем модуль m_n = 2,5 мм.

7) Определение суммарного числа зубьев

Z = 2•a_W/ m_n = 2•125/ 2 = 100

8) Определение числа зубьев шестерни

Z₁ = Z/ U+1 = 100/ 2,72+1 = 26,88.

Принимаем Z₁ = 27.

9) Определение числа зубьев колеса

Z₂ = Z - Z₁ = 100 - 27 = 73.

U_ф= Z₂ / Z₁ = 73/27=2,70.

10) Определение геометрических размеров колёс

d₁ = m Z₁ = 227 = 67,5 мм;

d₂ = m Z₂ = 273 = 182,5 мм;

d_a1 = d₁+2m = 67,5+2•2,5 = 72,5 мм;

d_a2 = d₂+2m = 182,5+ 2•2,5 = 187,5 мм;

d_F1 = d₁ - 2,5•m = 67,5 - 2,5•2,5 = 61,25 мм;

d_F2 = d₂ - 2,5•m = 182,5 - 2,5•2,5 = 176,25 мм.

b₂ = _a a_W = 0,1•125 = 12,5 мм;

b₁ = b₂ + 5 мм = 12,5+5 = 17,5 мм;

11) Определение усилий в зацеплении

F_t = 2•T₁/ d₁ =2•57,72/ 182,5 = 0,63 кH;

F_r = F_t•tg = 0,63•tg20 = 0,23 кH.

12) Проверка зубьев на изгиб

Шестерня:

_F1/ Y_F1,

Y_F1 = 3,92

323,53/ 3,92 = 82,53.

Колесо:

_F2/ Y_F2,

Y_F2 = 3,72

323,53/ 3,72 = 86,97.

Проверочный расчёт ведём по шестерне:

_F1 = 2•10³ •Y_F1•K_Fв •К_FV•T₁/ (m²•z₁•b₁) _F1;

ш_bd=b₂/d₁ = 12,5/67,5 = 0,19;

V = р•d₁•n₁/6•10₄ =3,14•67,5•945/6•10⁴ =3,34 м/с

По скорости назначаем 8 степень точности, передача общего машиностроения

K_Fв=1,0

K_HV=1,10

K_FV=1,12

K_Fб=1,22

K_Hб=1

K_Hв=1,01

_F1 = 2•10³•3,92•1,0•1,12•21,83/ (2,5²•27•17,5) = 64,91 МПа;

_F1 = 64,91 _F1 = 323,53 МПа.

Условие прочности на изгиб выполняется.

13) Проверка зубьев колёс на контактную прочность

у_H = k•v(K_Hб•K_Hв•K_HV•F_t•(u+1)/d₁•b₂•u),

где к=428

у_H =428•v1•1,01•1,10•0,63•10³(2,70+1)/67,5•12,5•2,70=455,88 MПа

_H =455,88 < _H =798,25 МПа

Условие контактной прочности выполняется.

2.3 Расчёт третьей передачи

1) Выбор материалов и Т.О. колес.

Шестерня - сталь 40Х, Т.О. - улучшение, твёрдость НВ = 269…302;

Колесо - сталь 40Х, Т.О. - улучшение, твёрдость НВ = 235…262.

2) Определение срока службы передачи.

t =5•300•5 = 7500 ч.

3) Определение допускаемых напряжений на контактную прочность.

_Н = _НОZ_N,

_НО = _{H lim}Z_RZ_V/ S_H,

Шестерня:

_{H lim} = 2НВ+70 = 2285,5+70 = 641 МПа.

Z_R = 0,95,

Z_V = 1,

S_H = 1,2

_НО1 = _{H lim}Z_RZ_V/ S_H = 6410,951/ 1,2 = 507,46 МПа.

Колесо:

_{H lim} = 2НВ+70 = 2248,5+70 = 567 МПа.

Z_R = 0,95,

Z_V = 1,

S_H = 1,2

_НО2 = _{H lim}Z_RZ_V/ S_H = 5670,951/ 1,2 = 448,87 МПа.

Z_N = ^m (N_HO/ N_HE) ?1,

При 1 ? Y_N ? Y_Nmax

Шестерня:

N_HO1 = (HB)³ = (285,5)³ = 2,3310⁷ 1210⁷

N_HE1 = 60n₁t = 609457500 = 42,5210⁷

N_HE1 N_HO => Z_N = 1

_Н1 = _НО1Z_N = 507,461 = 507,46 МПа.

Колесо:

N_HO2 = (HB)³ = (248,5)³ = 1,5310⁷ 1210⁷

N_HE2 = 60n₂t = 60549,427500(11³) = 24,7210⁷

N_HE2 N_HO => Z_N = 1

_Н2 = _НО2Z_N = 448,881 = 448,87 МПа.

За расчетное принимаем наименьшее _Н2 = 448,87 МПа.

4) Определение допускаемых напряжений на изгиб.

_F = _FOy_Ay_N,

_FO = _{F lim}y_Ry_xy / S_F,

Шестерня:

_{F lim 1} =1,75НВ = 1,75285,5 = 499,63 МПа.

y_R = 1

y_X = 1

y = 1

S_F = 1,7

_FO1 = 499,63111/ 1,7 = 293,90 МПа.

Колесо:

_{F lim 2} =1,75НВ = 1,75248,5 = 434,88 МПа.

y_R = 1

y_X = 1

y = 1

S_F = 1,7

_FO2 = 434,88111/ 1,7 = 255,81 МПа.

Y_N = ^m(N_FO/ N_FE)

при условии 1? Y_N? Y_Nmax??,

Шестерня:

m=6

N_FE1 = 60n₁t = 609457500 = 42,5210⁷

N_FO1 = 410⁶

N_FE1 N_FO1 => Y_N = 1

_F1 = 293,9011 = 293,90 МПа.

Колесо:

m=6

N_FE2 = 60n₂t = 60549,427500 =24,7210⁷

N_FO2 = 410⁶

N_FE2 N_FO2 => Y_N = 1

_F2 = 255,8111 = 255,81 МПа.

За расчетное принимаем наименьшее _F2 = 255,81 МПа.

5) Определение межосевого расстояния.

Межосевое расстояние назначаем а_W = 125 мм, определённое ранее.

Определяем коэффициент ширины:

_а = K_a³•(u+1)³•K_H•T₁/ (a_W³•u•_Н²)

_а = 450³•(1,72+1)³•1,4•21,83/ 125³•1,72•448,87² =0,083

Принимаем стандартное значение _а = 0,1

6) Определение модуля передачи.

m_n = (0,01…0,02) a_W = (0,01…0,02)125 = (1,25…2,5) мм.

m_min = K_m•k_F•T₁•(u+1)/a_w•b₂•[у]_F

_--b₂= ш• a_w = 0,1•125 = 12,5 мм

K_m =3,4•10³

K_F= K_H

m_min=3,4•10³•1,4•21,83•(1,72+1)/125•12,5•255,81 = 0,70 мм

назначаем модуль m_n = 2,5 мм ГОСТ 9563 - 80.

7) Определение суммарного числа зубьев шестерни.

Z = 2• a_W/ m_n = 2•125/ 2 = 100

8) Определение числа зубьев шестерни.

Z₁ = Z/ U+1 = 100/ 1,72+1 = 36,76

Принимаем Z₁ = 37.

9) Определение числа зубьев колеса.

Z₂ = Z - Z₁ = 100 - 37 = 63

U_Ф= Z₂ / Z₁ = 63/37 = 1,70

10) Определение геометрических размеров колёс/

d₁ = m Z₁ = 2,537 = 92,5 мм;

d₂ = m Z₂ = 2,563 = 157,5 мм;

d_a1 = d₁+2m = 92+2•2,5 = 97,5 мм;

d_a2 = d₂+2m = 157+2•2,5 = 162,5 мм;

d_F1 = d₁ - 2,5*m = 92,5 - 2,5•2,5 = 86,25 мм;

d_F2 = d₂ - 2,5*m = 157,5 - 2,5•2,5 = 151,25 мм.

b₂ = _a a_W = 0,1•125 = 12,5 мм;

b₁ = b₂ + 5 мм = 12,5+5 = 17,5 мм.

11) Определение усилий в зацеплении.

F_t = 2•T₁/ d₁ =2•36,50/ 157,5 = 0,46 kH;

F_r = F_t • tg = 0,46 • tg20 = 0,17 kH.

12) Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба.

Шестерня:

_F1/ Y_F1,

Y_F1 = 3,79

293,90/ 3,79 = 77,55.

Колесо:

_F2/ Y_F2,

Y_F2 = 3,73

258,16/ 3,73 = 69,21.

Проверочный расчёт ведём по колесу:

_F2 = 2•10³• Y_F2•K_Fв• K_FV •T₂/ (m²•z₂•b₂) _F2;

ш_bd=b₂/d₁ = 12,5/92,5 = 0,14;

V = р•d₂•n₂/6•10⁴ =3,14•157,5•549 / 6•10⁴ = 4,53 м/с

По скорости назначаем 8 степень точности, передача общего машиностроения

K_Fв=1,0

K_HV=1,16

K_FV=1,38

K_Fб=1,22

K_Hб=1

K_Hв=1,0

_F2 = 2•10³•3,73•1,0•1,38•36,50/ (2,5²•63•12,5) = 76,34 МПа;

_F2 = 76,34 _F2 = 255,81 МПа.

условие прочности на изгиб обеспечено

13) Проверка зубьев колёс на контактную прочность

у_H = k•v(K_Hб•K_Hв•K_HV•F_t•(u+1)/d₁•b₂•u) ? _H,

где к=428

у_H =428•v1•1,10•1,16•0,46•10³(1,70+1)/ 92,5•12,5•1,70=365,63 MПа

_H =365,63 < _H =448,87 МПа

Условие контактной прочности выполняется.

3. Расчёт валов

3.1 Расчёт входного вала

Материал вала.

Назначаем материал вала Сталь 45, горячекатаная _в = 600 МПа, _т = 320 МПа.

Проверочный расчёт вала на первой передаче.

d_M = 22 мм, d_П = 25 мм, d_К = 30 мм.

Расчёт вала ведём по наибольшему усилию в зацеплении - на первой передаче.

Разрабатываем расчётную схему:

Определяем реакции в вертикальной плоскости:

М_В = 0, R_Ав ( a + b ) - F_r b = 0

R_Ав = F_r b/ ( a + b ) = 0,33 189/ ( 25+189 ) = 0,2914 кН;

М_А = 0, R_Bв ( а + b ) - F_r a = 0

R_Bв = F_r a/ ( а + b ) = 0,33 25/ ( 25 + 189 ) = 0,03855 кН;

Y = 0, R_Ав + R_Bв - F_r = 0

0,2914 + 0,03855 - 0,33 = 0

реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающего момента в вертикальной плоскости.

М₁ = R_Ав z₁, 0 z₁ a = 25,

при z₁ = 0, М₁ = 0;

при z₁ = 25, М₁ = 0,2914 25 = 7,285 Нм;

М₂ = R_Bв z₂, 0 z₂ b = 189.

при z₂ = 0, М₂ = 0;

при z₂ = 189, М₂ = 0,03855 189 = 7,285 Нм.

Горизонтальная плоскость.

Определяем реакции в опорах:

М_в = 0, R_Aг ( а + b ) - F_t b = 0;

R_Aг = F_t b/ ( а + b ) = 0,901 189/ ( 25+ 189 ) = 0,79 кН;

М_а = 0; R_Bг ( а + b ) - F_t a = 0;

R_Bг = F_t a/ ( а + b ) = 0,901 25 / ( 25 + 189 ) = 0,105 кН;

Y = 0, R_Bг + R_Aг - F_t = 0;

0,79 + 0,105 - 0,901 = 0 реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающего момента в горизонтальной плоскости.

М₁ = R_Аг z₁, 0 z₁ a = 25,

при z₁ = 0, М₁ = 0;

при z₁ = 25, М₁ = 0,79 25 = 19,75 Нм;

М₂ = R_Bг z₂, 0 z₂ b = 189,

при z₂ = 0, М₂ = 0;

при z₂ = 189, М₂ = 0,105 189 = 19,845 Нм.

Строим эпюру крутящего момента.

T = 21,83 Нм.

M_И = ( М²_Ив + М²_Иг ) = ( 7,285² + 19,80² ) = 21,09 Нм.

_Э = ( ² + 3² ) ,

где _Э - эквивалентое напряжение.

= М_И/ W = М_И/ d³ = 21,09 / 0,1( 3010^-3 )³ = 7,77 МПа;

= Т/ W_P = Т/ 0,2·d³= 21,83 / 0,2( 3010^-3 )³ = 4,04 МПа;

_Э = ( 7,77² + 34,04² ) = 10,46 МПа.

3. Проверочный расчёт вала на второй передаче

Разрабатываем расчётную схему:

Определяем реакции в вертикальной плоскости.

М_В = 0, R_Ав ( a + b ) - F_r b = 0

R_Ав = F_r b/ ( a + b ) = 0,23 30/ ( 30 + 184 ) = 0,032 кН;

М_А = 0, R_Bв ( а + b ) - F_r a = 0

R_Bв = F_r a/ ( а + b ) = 0,23 184/ ( 30 + 184 ) = 0,197 кН;

Y = 0, R_Ав + R_Bв - F_r = 0

0,032 + 0,197 - 0,23 = 0 - реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающих моментов.

М₁ = R_Ав z₁, 0 z₁ a = 184,

при z₁ = 0, М₁ = 0;

при z₁ = 184, М₁ = 0,032 184 = 5,88 Нм;

М₂ = R_Bв z₂, 0 z₂ 30,

при z₂ = 0, М₂ = 0;

при z₂ = 30, М₂ = 0,197 30 = 5,90 Нм.

Горизонтальная плоскость.

М_в = 0, R_Aг ( а + b ) - F_t b = 0;

R_Aг = F_t b/ ( а + b ) = 0,63 30/ ( 30 + 184 ) = 0,088 кН;

М_а = 0; R_Bг ( а + b ) - F_t a = 0;

R_Bг = F_t a/ ( а + b ) = 0,63 184/ ( 30 + 184 ) = 0,54 кН;

Y = 0, R_Bг + R_Aг - F_t = 0;

0,088 + 0,54 - 0,63 = 0 - реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающих моментов.

М₁ = R_Аг z₁, 0 z₁ 184,

при z₁ = 0, М₁ = 0;

при z₁ = 184, М₁ = 0,088 184 = 16,192 Нм;

М₂ = R_Bг z₂, 0 z₂ 25,

при z₂ = 0, М₂ = 0;

при z₂ = 30, М₂ = 0,54 30 = 16,2 Нм.

Строим эпюру крутящего момента.

Т = 21,83 Нм.

M_И = (М²_Ив + М²_Иг) = (16,2² + 5,90²) = 17,24 Нм.

_Э = (² + 3²)

= М_И/ W = 17,24/ 0,1( 3010^-3 )³ = 6,38 МПа;

= Т/ W_P = 21,83/ 0,2(3010^-3)³ = 4,04 МПа;

_Э = ( 6,38² + 34,04² ) = 9,47 МПа.

4. Проверочный расчёт вала на третьей передаче.

Разрабатываем расчётную схему:

Определяем реакции в вертикальной плоскости:

М_В = 0, R_Вв ( a + b ) - F_r b = 0

R_Вв = F_r b/ ( a + b ) = 0,17 110/ ( 104 + 110 ) = 0,087 кН;

М_А = 0, R_Ав ( а + b ) - F_r a = 0

R_Ав = F_r a/ ( а + b ) = 0,17 104/ ( 104 + 110 ) = 0,0826 кН;

Y = 0, R_Ав + R_Bв - F_r = 0

0,087 + 0,0826 - 0,17 = 0 - реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающего момента в вертикальной плоскости.

М₁ = R_Ав z₁, 0 z₁ 105,

при z₁ = 0, М₁ = 0;

при z₁ = 104, М₁ = 0,087 104 =9,048 кНм;

М₂ = R_Bв z₂, 0 z₂ 110.

при z₂ = 0, М₂ = 0;

при z₂ = 110, М₂ = 0,0826 110 = 9,086 кНм.

Горизонтальная плоскость.

Определяем реакции в опорах:

М_в = 0, R_Aг ( а + b ) - F_t b = 0;

R_Aг = F_t b/ ( а + b ) = 0,46 110/ ( 110 + 104 ) = 0,236 Н;

М_а = 0; R_Bг ( а + b ) - F_t a = 0;

R_Bг = F_t a/ ( а + b ) = 0,46 104/ ( 110 + 104 ) = 0,223 Н;

Y = 0, R_Bг + R_Aг - F_t = 0;

0,236 + 0,223 - 0,46 = 0 - реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающего момента в горизонтальной плоскости.

М₁ = R_Аг z₁, 0 z₁ 104,

при z₁ = 0, М₁ = 0;

при z₁ = 104, М₁ = 0,236 104 = 24,54 Нм;

М₂ = R_Bг z₂, 0 z₂ 110,

при z₂ = 0, М₂ = 0;

при z₂ = 110, М₂ = 0,223 110 = 24,53 Нм.

Строим эпюру крутящего момента.

T = 21,83 Нм.

M_И = ( М²_Ив + М²_Иг ) = ( 9,068² + 24,53² ) = 26,15 Нм.

_Э = ( ² + 3² )

= М_И/ W = 26,15/ 0,1( 3010^-3 )³ = 9,68 МПа;

= Т/ W_P = 21,83/ 0,2( 3010^-3 )³ = 4,04 МПа;

_Э = (9,68² + 3·4,04² ) = 11,94 МПа.

Проверочный расчёт ведём по шестерне третьей передачи, т.к. у неё _Э наибольшие: _Э = 11,94 МПа.

Опасными сечениями являются:

1) место посадки колеса на вал;

2) входной конец вала.

Проверяем первое опасное сечение:

Для этого находим допускаемые напряжения:

= _-1 / ( s K ),

где _-1 - предел выносливости материала при изгибе, МПа.

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

K - коэффициент концентрации нормальных напряжений.

K = 1,72

= 0,77

_-1 = 258 МПа

s = 1,5…2,5

= 258 0,77/ ( 2 1,72 ) = 57,75 МПа

_Э = 11,94 = 57,75 МПа - прочность обеспечена.

Проверяем второе опасное сечение:

= Т/ W_P .

= Т/ 0,2d³ = 21,83/ 0,2( 2210^-3 )³ = 10,25 МПа

= _-1/ s K,

где K - коэффициент концентрации касательных напряжений;

_-1 - предел выносливости материала при кручении, МПа

_-1 = 0,28_в = 0,28600 = 168 МПа, s = 1,5…2,5

Концентраторами напряжений являются: шпоночный паз и галтели

Для шпоночного паза K = 1,48 галтели K = 1,42

Наиболее неблагоприятный - шпоночный паз

= 0,685

= 168 0,685/ 2 1,48 = 38,87 МПа,

= 10,25 = 38,87 МПа - прочность обеспечена.

3.2. Расчёт тихоходного вала.

1) Материал вала.

Назначаем материал вала Сталь 45, _В =600 МПа, _Т = 320 МПа.

2) Расчёт вала на первой передаче.

Расчётная схема:

Вертикальная плоскость.

М_В = 0, R_Ав ( a + b ) - F_r b = 0

R_Ав = F_r b/ ( a + b ) = 0,33 189/ ( 25 + 189 ) = 0,2914 кН;

М_А = 0, R_Bв ( а + b ) - F_r a = 0

R_Bв = F_r a/ ( а + b ) = 0,33 25/ ( 25 + 189 ) = 0,03855 кН;

Y = 0, R_Ав + R_Bв - F_r = 0

0,2914 + 0,03855 - 0,33 = 0 - реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающего момента.

М₁ = R_Ав z₁, 0 z₁ a = 25,

при z₁ = 0, М₁ = 0;

при z₁ = 25, М₁ = 0,2914 25 = 7,285 Нм;

М₂ = R_Bв z₂, 0 z₂ b = 189.

при z₂ = 0, М₂ = 0;

при z₂ = 189, М₂ = 0,03855 189 = 7,285 Нм.

Горизонтальная плоскость.

Определяем реакции в опорах:

М_в = 0, R_Aг ( а + b ) - F_t b = 0;

R_Aг = F_t b/ ( а + b ) = 0,901 189/ ( 25+ 189 ) = 0,79 кН;

М_а = 0; R_Bг ( а + b ) - F_t a = 0;

R_Bг = F_t a/ ( а + b ) = 0,901 25 / ( 25 + 189 ) = 0,105 кН;

Y = 0, R_Bг + R_Aг - F_t = 0;

0,79 + 0,105 - 0,901 = 0 реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающего момента в горизонтальной плоскости.

М₁ = R_Аг z₁, 0 z₁ a = 25, при z₁ = 0, М₁ = 0;

при z₁ = 25, М₁ = 0,79 25 = 19,75 Нм; М₂ = R_Bг z₂, 0 z₂ b = 189,

при z₂ = 0, М₂ = 0; при z₂ = 189, М₂ = 0,105 189 = 19,845 Нм.

Строим эпюру крутящего момента.

T =91,25 Нм. M_И = ( М²_Ив + М²_Иг ) = ( 7,285² + 19,80² ) = 21,09 Нм.

_Э = ( ² + 3² ) ,

где _Э - эквивалентое напряжение.

= М_И/ W = М_И/ d³ = 21,09 / 0,1( 4010^-3 )³ = 3,29 МПа;

= Т/ W_P = Т/ 0,2·d³= 91,25 / 0,2( 4010^-3 )³ = 7,13 МПа;

_Э = ( 3,29² + 37,13² ) = 12,77 МПа.

3) Расчёт вала на второй передаче.

Расчётная схема:

Вертикальная плоскость.

М_В = 0, R_Ав ( a + b ) - F_r b = 0

R_Ав = F_r b/ ( a + b ) = 0,23 30/ ( 30 + 184 ) = 0,032 кН;

М_А = 0, R_Bв ( а + b ) - F_r a = 0

R_Bв = F_r a/ ( а + b ) = 0,23 184/ ( 30 + 184 ) = 0,197 кН;

Y = 0, R_Ав + R_Bв - F_r = 0

0,032 + 0,197 - 0,23 = 0 - реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающих моментов.

М₁ = R_Ав z₁, 0 z₁ a = 184,

при z₁ = 0, М₁ = 0;

при z₁ = 184, М₁ = 0,032 184 = 5,88 Нм;

М₂ = R_Bв z₂, 0 z₂ 30,

при z₂ = 0, М₂ = 0;

при z₂ = 30, М₂ = 0,197 30 = 5,90 Нм.

Горизонтальная плоскость.

М_в = 0, R_Aг ( а + b ) - F_t b = 0;

R_Aг = F_t b/ ( а + b ) = 0,63 30/ ( 30 + 184 ) = 0,088 кН;

М_а = 0; R_Bг ( а + b ) - F_t a = 0;

R_Bг = F_t a/ ( а + b ) = 0,63 184/ ( 30 + 184 ) = 0,54 кН;

Y = 0, R_Bг + R_Aг - F_t = 0;

0,088 + 0,54 - 0,63 = 0 - реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающих моментов.

М₁ = R_Аг z₁, 0 z₁ 184,

при z₁ = 0, М₁ = 0;

при z₁ = 184, М₁ = 0,088 184 = 16,192 Нм;

М₂ = R_Bг z₂, 0 z₂ 25,

при z₂ = 0, М₂ = 0;

при z₂ = 30, М₂ = 0,54 30 = 16,2 Нм.

Строим эпюру крутящего момента.

Т = 57,72 Нм.

M_И = (М²_Ив + М²_Иг) = (16,2² + 5,90²) = 17,24 Нм.

_Э = ( ² + 3² )

= М_И/ W = 17,24/ 0,1( 4010^-3 )³ = 2,69 МПа;

= Т/ W_P = 57,72/ 0,2( 4010^-3 )³ = 4,51 МПа;

_Э = ( 2,69² + 34,51² ) = 5,25 МПа.

4. Расчёт вала на третьей скорости.

Расчётная схема:

Вертикальная плоскость.

М_В = 0, R_Вв ( a + b ) - F_r b = 0

R_Вв = F_r b/ ( a + b ) = 0,17 110/ ( 104 + 110 ) = 0,087 кН;

М_А = 0, R_Ав ( а + b ) - F_r a = 0

R_Ав = F_r a/ ( а + b ) = 0,17 104/ ( 104 + 110 ) = 0,0826 кН;

Y = 0, R_Ав + R_Bв - F_r = 0

0,087 + 0,0826 - 0,17 = 0 - реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающего момента в вертикальной плоскости.

М₁ = R_Ав z₁, 0 z₁ 105, при z₁ = 0, М₁ = 0;

при z₁ = 104, М₁ = 0,087 104 =9,048 кНм;

М₂ = R_Bв z₂, 0 z₂ 110.

при z₂ = 0, М₂ = 0; при z₂ = 110, М₂ = 0,0826 110 = 9,086 кНм.

Горизонтальная плоскость.

Определяем реакции в опорах:

М_в = 0, R_Aг ( а + b ) - F_t b = 0;

R_Aг = F_t b/ ( а + b ) = 0,46 110/ ( 110 + 104 ) = 0,236 Н;

М_а = 0; R_Bг ( а + b ) - F_t a = 0;

R_Bг = F_t a/ ( а + b ) = 0,46 104/ ( 110 + 104 ) = 0,223 Н;

Y = 0, R_Bг + R_Aг - F_t = 0;

0,236 + 0,223 - 0,46 = 0 - реакции определены верно.

Строим эпюру изгибающего момента в горизонтальной плоскости.

М₁ = R_Аг z₁, 0 z₁ 104,

при z₁ = 0, М₁ = 0;

при z₁ = 104, М₁ = 0,236 104 = 24,54 Нм;

М₂ = R_Bг z₂, 0 z₂ 110,

при z₂ = 0, М₂ = 0;

при z₂ = 110, М₂ = 0,223 110 = 24,53 Нм.

Строим эпюру крутящего момента.

T = 36,50 Нм.

M_И = ( М²_Ив + М²_Иг ) = ( 9,068² + 24,53² ) = 26,15 Нм.

_Э = ( ² + 3² )

= М_И/ W = 26,15/ 0,1( 4010^-3 )³ = 4,08 МПа;

= Т/ W_P = 36,50 / 0,2( 4010^-3 )³ = 2,85 МПа;

_Э = (4,08² + 3·2,85² ) = 4,97 МПа.

Расчёт вала ведём по первой передаче, где эквивалентные напряжения максимальны: _Э = 12,77 МПа.

= _-1 / ( s K ),

K = 1,53,

= 0,746,

_-1 = 258 МПа,

s = 1,5…2,5,

= 258 0,746/ ( 2 1,53 ) = 62,89 МПа

_Э = 12,77 = 62,89 МПа - прочность обеспечена.

Проверяем второе опасное сечение - выходной конец вала:

= Т/ W_P .

= Т/ 0,2d³ = 91,25/ 0,2( 4010^-3 )³ = 7,13 МПа

= _-1/ s K,

Концентраторами напряжений являются: шпоночный паз и галтель:

Шпоночный паз:

K = 1,48,галтель:

K = 1,45

Наиболее неблагоприятный концентратор - шпоночный паз:

= 0,685

_-1 = 0,28_в = 0,28580 = 162,4 МПа,

= 162,4 0,685/ 2 1,48 = 37,57 МПа,

= 7,13 = 37,57 МПа - прочность обеспечена.

4. Расчёт и подбор подшипников

4.1 Расчёт подшипников быстроходного вала

1) Определяем полные реакции в опорах:

R_A = ( R²_Ав + R²_Аг ) = (0,087²+0,236² ) = 0,251 кН;

R_В = ( R²_Вв + R²_Вг ) = (0,0826²+0,223² ) = 0,237 кН.

2) По диаметру посадочного места назначаем шариковый подшипник 205:

С_r = 11 кН; С_or = 7 кН.

В соответствии с условиями работы назначаем коэффициенты:

- коэффициент вращения: V = 1,

- коэффициент безопасности: К_б = 1,4,

- температурный коэффициент: К_t = 1.

3) Определяем эквивалентную радиальную нагрузку:

Р_r = ( X V F_r + Y F_а ) К_б К_t ,

где F_r - радиальная нагрузка,

F_а - осевая нагрузка,

X ,Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок:

Х = 1 3

Р_r = 1 1 0,17 · 1,4 1 = 0,238 кН.

4) Определяем долговечность подшипника в часах:

L_h = 10⁶/ ( n 60 ) ( C_r/ Р_r )^P a₁ a₂₃ L_h

где L_h - расчётная долговечность подшипника, ч;

n - частота вращения вала, мин;

C_r - динамическая грузоподъёмность подшипника, кН;

р - показатель степени, р=3.

a₁ - коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника;

a₂₃ - коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации;

L_h - требуемая долговечность подшипника.

a₁=1;

a₂₃=0,75;

L_h=10⁶0,75·1(11/0,238)³/94560=1241262 ч L_h = 1500ч

Требуемую долговечность данный подшипник обеспечивает.

Расчёт подшипника тихоходного вала.

Определение полных реакций в опорах.

R_A = ( R²_Ав + R²_Аг ) = (0,2914²+0,79² ) = 0,84 кН;

R_В = ( R²_Вв + R²_Вг ) = (0,03855²+0,105² ) = 0,11 кН.

По диаметру посадочного места назначаем шариковый подшипник 207

С_r=20,1 кН;

С_or=13,9 кН.

В соответствии с условиями работы назначаем коэффициенты:

v=1;

К_б=1,4;

К_t=1.

Определяем эквивалентную радиальную нагрузку:

Р_r = ( X V F_r + Y F_а ) К_б К_t ,

Х = 1 3

Тогда:

Р_r = 1 1 0,33 1,4 1 = 0,462 кН.

Определяем долговечность подшипника в часах:

L_h = 10⁶/ ( n 60 ) ( C_r/ Р_r )^P a₁ a₂₃ L_h

a₁=1;

a₂₃=0,75;

Тогда:

L_h = 10⁶10,75(20,1/0,462)³/ 219,7760 = 4683859 ч L_h = 1500ч

Требуемую долговечность данный подшипник обеспечивает.

5) Расчёт шпоночных и шлицевых соединений.

Расчёт шпонки на входном валу.

_см = 2Т/ dl_pk _см,

где Т - крутящий момент, Нм

d - диаметр вала;

l_p - расчётная длина;

k - глубина врезания шпонки в ступицу.

Материал шпонки - сталь 45: _В = 580 МПа, _Т = 320 МПа.

_см = _Т/S,

где S=1,5…2;

_см = 320/ 1,75 = 182,8 МПа;

_см = 221,83/ 2240410^-3 = 12,40 МПа,

_см=12,40 _см = 182,8 МПа - прочность обеспечена.

Расчёт шпонки на выходном валу.

_см = 2Т/ dl_pk _см,

_см = _Т/ S = 320/ 1,75 = 182,8 МПа,

_см = 291,25/ 2840410^-3 = 40,73

_см=40,73 _см = 182,8 МПа - прочность обеспечена.

Расчёт шлицевого соединения на быстроходном валу.

_см = 2Т/ d_срhflz _см,

где d_ср = (D+d)/ 2 - средний диаметр;

h = (D-d)/ 2 - 2f - высота шлица;

f - высота фаски;

l - расчётная длина;

z - число шлицев.

_см = _Т/ S К_зK_пК_дК_пр,

где S - коэффициент запаса, S=1,4;

К_з - коэффициент, учитывающий погрешности зацепления, К_з=1,6; 4

K_п - коэффициент, учитывающий продольную концентрацию, K_п=1,1; 4

К_д - коэффициент динамичности, К_д=2,5; 4

К_пр - коэффициент концентрации нагрузки от погрешностей изготовления, К_пр=1,2; 4

_см = 320/ 1,41,61,12,51,2=43,29 МПа.

_см = 221,83/ 281,474610^-3 = 2,51 МПа;

h = (30-26)/ 2 - 20,3 = 1,4 мм;

d_ср = (30+26)/ 2 = 28 МПа,

_см = 2,51 _см =43,29 МПа - прочность обеспечена.

Расчёт шлицевого соединения на тихоходном валу.

_см = 2Т/ d_срhlz _см,

d_ср = (D+d)/ 2 = (40+36)/ 2 = 38 мм;

h = (D-d)/ 2 - 2f = (40-36)/ 2 - 20,4 = 1,2 мм.

_см = 291,25/ 381,240810^-3 = 12,50 МПа,

_см = 320/ 1,41,61,11,22,5 = 43,29 МПа,

_см = 12,50 _см = 43,29 МПа - прочность обеспечена.

6) Подбор муфт.

Для соединения вала электродвигателя с входным валом коробки передач устанавливаем упругую муфту со звездочкой.

Муфту выбираем по расчётному моменту:

Т_р = кТ_н,

где к - коэффициент нагрузки, к=1,5.

Т_р = 1,521,83 = 32,74 Нм.

Выбираем муфту 63-28-1-22-1-У3 ГОСТ 14084-76.

7) Выбор и обоснование способа смазки передач и подшипников.

Смазывание зубчатых передач и подшипников применяют с целью снижения трения, интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода тепла от трущихся поверхностей.

Для смазывания зубчатых передач применяют картерную смазку.

Важное значение при смазывании передач имеет объём масляной ванны. Ёмкость масляной ванны обычно назначают из расчёта 0,35…0,7 л/кВт.

Определяем объём масляной ванны:

...