Расчёт и проектирование привода цепного конвейера с цилиндрическим двухступенчатым редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

Саратовский государственный технический университет им. Гагарина Ю.А.

Энгельсский технологический институт (филиал)

Кафедра «Оборудование и технологии обработки материалов»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе по дисциплине «Основы проектирования»

на тему: «Расчёт и проектирование привода цепного конвейера с цилиндрическим двухступенчатым редуктором»

Автор проекта: Павлюк В.Д. Группа ТМОБ-31

Специальность: №15.03.02«Технологические машины и оборудование»

Энгельс 2018 г.

Задание на проектирование:

Введение

Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.

Редуктором (цилиндрическим) называют механизм, который преобразует высокую угловую скорость вращения входного вала в низкую на выходном валу. При этом крутящий момент на выходном валу возрастает пропорционально уменьшению скорости вращения.

Цилиндрический редуктор - самый распространенный тип редукторов за счет простоты передачи и максимального КПД. Основу редуктора составляют зубчатые передачи - прямозубые цилиндрические или конические или косозубые. Редуктор может состоять из одной или нескольких ступеней. Число ступеней выбирается исходя из требуемого передаточного отношения - чем оно выше, тем большее число ступеней необходимо.

Цилиндрический редуктор представляет собой одну или несколько последовательно соединенных цилиндрических передач, заключенных в общий корпус. Редуктор имеет входной и выходной валы, которые посредством муфт или иных соединительных элементов соединяются с двигателем и рабочей машиной соответственно. В свою очередь цилиндрическая зубчатая передача представляет собой пару зубчатых колес, находящихся в зацеплении друг с другом.

Когда к входному валу прикладывается вращающий момент, он, как и закрепленное на нем зубчатое колесо, приводится в движение. Посредством цилиндрической передачи усилие передается от колеса входного вала к колесу, находящемуся с ним в зацеплении. Колеса изготавливаются разных диаметров и с разным количеством зубьев, причем колесо с меньшим числом зубьев называется шестерней, а с большим - колесом. Вращающий момент последовательно передается с входного вала на промежуточный, а с промежуточного на выходной (в случае двухступенчатого редуктора).

Они обладают рядом достоинств, обуславливающих столь широкое их применение:

Высокий КПД.

Низкое тепловыделение.

Способность передавать высокие мощности.

Надежность работы даже в условиях продолжительных период с частыми пусками-остановами.

Малый люфт выходного вала.

Возможность вращения валов в любую сторону.

Из недостатков цилиндрических редукторов обычно выделяют следующие пункты:

Ограничение по передаточному числу.

Повышенная шумность.

Цилиндрические редукторы являются одним из наиболее распространенных типов редукторов. Сложно назвать область, где бы они ни применялись в большей и меньшей степени. Начиная от строительства и машиностроения, заканчивая робототехникой и военно-промышленным комплексом. Во многом такая распространенность объясняется тем, что цилиндрические редукторы чаще всего используются в электроприводах машин или входят в состав моторов-редукторов. Как упоминалось выше, одной из основных причин такого распространения является высокий КПД цилиндрических редукторов, что делает его использование наиболее экономически выгодным.

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h1 = 0,98

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h2 = 0,98

- для открытой цепной передачи: h3 = 0,925

Общий КПД привода вычисляем по формуле:

h = h1 · h2 · h3 · h_подш.⁵ · hмуфты²(1)

где hподш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников.

hмуфты = 0,98 - КПД одной муфты.

Подставляя, получим:

h = 0,98 · 0,98 · 0,925 · 0,99⁵ · 0,98² = 0,811

Делительный диаметр тяговой звёздочки:

D = t / sin(180o / Z)(2)

Подставляя значения, получаем:

D = 195 / sin(180o / 7) = 449,429 мм

где t - шаг зубьев тяговой звёздочки, Z - количество зубьев тяговой звёздочки.

Угловая скорость на выходном валу будет:

wвых. = 2 · V / D(3)

После подстановки имеем:

wвых. = 2 · 0,65 · 10³ / 449,429 = 2,893 рад/с

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. = F · V / h(4)

Получаем:

Pтреб. = 6,4 · 0,65 / 0,811 = 5,129 кВт

В таблице П.1[1] (см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132S2, с синхронной частотой вращения nдвиг.синх.=1000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=5,5 кВт и скольжением s=3,3% (ГОСТ 19523-81). Коэффициент перегрузки Кп=Кпуск.=2. Номинальная частота вращения с учётом скольжения:

nдвиг. = nдвиг.синх. - nдвиг.синх. · s / 100%(5)

Подставляя соответствующие значения, получаем:

nдвиг. = 1000-1000·3,3/100 = 967 об/мин,

Угловая скорость:

wдвиг. = p · nдвиг. / 30(6)

В итоге получаем:

wдвиг. = 3,14 · 967 / 30 = 101,264 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

uобщ. = wдвиг. / wвых.(7)

После подстановки получаем:

uобщ. = 101,264 / 2,893 = 35,003

Для передач выбрали следующие передаточные числа:

u1 = 3,15

u2 = 4

u3 = 2,78

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.

Таблица 1. Частоты и угловые скорости вращения валов.

Вал	Частота вращения, об./мин	Угловая скорость вращения, рад/с
Вал 1-й	n1 = nдвиг. = 967	w1 = wдвиг. = 101,264
Вал 2-й	n2 = n1 / u1 = 967 / 3,15 = 306,984	w2 = w1 / u1 = 101,264 / 3,15 = 32,147
Вал 3-й	n3 = n2 / u2 = 306,984 / 4 = 76,746	w3 = w2 / u2 = 32,147 / 4 = 8,037
Вал 4-й	n4 = n3 / u3 = 76,746 / 2,78 = 27,606	w4 = w3 / u3 = 8,037 / 2,78 = 2,891

Мощности на валах:

P1 = Pтреб.·hподш.·h(муфты 1) = 5,129 · 103 · 0,99 · 0,98 = 4976,156 Вт

P2 = P1 · h1 · hподш. = 4976,156 · 0,98 · 0,99 = 4827,866 Вт

P3 (1-я половина вала) = P2·h2·hподш.=4827,866·0,98·0,99=4683,996 Вт

P3 (2-я половина вала)=P2·h2·hподш.²=4827,866·0,98·0,99²=4637,16 Вт

P4=P3 (2-я половина вала)·h3·hподш.=4637,156·0,925·0,99=4246,476 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 = P1 /w1= (4976,156 · 103) / 101,264 = 49140,425 Н·мм = 49,14 Н·м

T2 = P2/w2 = (4827,866 · 103) / 32,147 = 150180,919 Н·мм = 150,181 Н·м

T3 (1-я половина вала) = P3 (1-я половина вала) / w3 = (4683,996 · 10³) / 8,037 = 582804,031 Н·мм = 582,804 Н·м

T3 (1-я половина вала) = P3 (2-я половина вала) / w3 = (4637,156 · 10³) / 8,037 = 576975,986 Н·мм = 576,976 Н·м

T4 = P4/w4=(4246,476 · 10³) / 2,891 = 1468860,602 Н·мм = 1468,861 Н·м

По таблице П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 132S2, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с мощностью Pдвиг.=5,5 кВт и скольжением 3,3% (ГОСТ 19523-81). Коэффициент перегрузки Кп=Кпуск.=2. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 967 об/мин.

Таблица 2. Передаточные числа и КПД передач.

Передачи	Передаточное число	КПД
1-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача	3,15	0,98
2-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача	4	0,98
3-я открытая цепная передача	2,78	0,925

Таблица 3. Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах.

Валы	Частота вращения, об/мин	Угловая скорость, рад/мин	Момент, Нxмм
1-й вал	967	101,264	49140,425
2-й вал	306,984	32,147	150180,919
3-й вал (1-я половина)	76,746	8,037	582804,031
3-й вал (2-я половина)	76,746	8,037	576975,986
4-й вал	27,606	2,891	1468860,602

2. Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи

Рис. 1. Передача зубчатая цилиндрическая прямозубая.

2.1 Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):

- для шестерни:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 230

- для колеса:

сталь: 45

термическая обработка: нормализация

твердость: HB 190

Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]), будут:

[sH] = sH lim b · KHL / [SH](8)

По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

sH lim b = 2 · HB + 70(9)

sH lim b (шестерня) = 2 · 230 + 70 = 530 МПа;

sH lim b (колесо) = 2 · 190 + 70 = 450 МПа;

[SH] - коэффициент безопасности [SH]=1,1; KHL - коэффициент долговечности.

KHL = (NH0 / NHE)^1/6,(10)

где NH0 - базовое число циклов нагружения; для стали шестерни NH0(шест.) = 17000000; для стали колеса NH0(кол.) = 10000000;

NHE = 60 · n · c · tS · KHE(11)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 967 об./мин.; n(колеса) = n2 = 306,984 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- tS - продолжительность работы передачи в расчётный срок службыб ч.:

tS = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(12)

- Lг=8 г. - срок службы передачи;

- С=3 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,3 - коэффициент годового использования;

- kс=0,7 - коэффициент суточного использования.

tS = 365 · 8 · 3 · 8 · 0,3 · 0,7 = 14716,8 ч.

KHE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

KHE = S[(Mi / Mmax)³ · (ti / tS) · (ni / nmax)](13)

K_HE=(1/1)³·(0,15/1)·(1/1)+(0,7/1)³·(0,25/1)·(1/1)+(0,5/1)³·(0,6/1)·(1/1)=0,31

Тогда:

NHE(шест.) = 60 · 967 · 1 · 14716,8 · 0,311 = 265553176,896

NHE(кол.) = 60 · 306,984 · 1 · 14716,8 · 0,311 = 84302560,968

В итоге получаем:

КHL(шест.) = (17000000 / 265553176,896) ^1/6 = 0,632

Так как КHL(шест.)<1,0, то принимаем КHL(шест.) = 1

КHL(кол.) = (10000000 / 84302560,968) ^1/6 = 0,701

Так как КHL(кол.)<1,0, то принимаем КHL(кол.) = 1

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [ sH1 ] = 530 · 1 / 1,1 = 481,818 МПа;

для колеса [ sH2 ] = 450 · 1 / 1,1 = 409,091 МПа.

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[ sH ] = [ sH2 ] = 409,091 МПа.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : KHb = 1,15 .

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: yba = b / aw = 0,125, (см. стр.36[1]).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:

aw = Ka · (u1 + 1) · (T2 · KHb / ([ sH ]² · u1² · yba )) ^1/3(14)

aw=49.5(3,15+1)·(150180,919·1,15/(409,091²·3,15²·0,125))^1/3=193,212 мм.

где для прямозубых колес Кa = 49,5, передаточное число передачи u1 = 3,15. T2 = 150180,919 Н·мм - вращающий момент на колесе.

Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66: aw = 200 мм .

Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:

mn = (0.01...0.02) · aw мм, для нас: mn = 2...4 мм, принимаем:

по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 2 мм.

Задаемся суммой зубьев:

SZ = z1 + z2 = 2 · aw / mn = 2 · 200 / 2 = 200

Числа зубьев шестерни и колеса:

z1 = SZ / (u1 + 1) = 200 / (3,15 + 1) = 48,193(15)

Принимаем: z1 = 48

z2 = SZ - z1 = 200 - 48 = 152(16)

Угол наклона зубьев b = 0o.

Основные размеры шестерни и колеса:

Рис. 2. Зацепление зубчатой цилиндрической передачи.

диаметры делительные:

d = mn · z / cos(b)(17)

d1 = mn · z1 / cos(b) = 2 · 48 / cos(0o) = 96 мм;

d2 = mn · z2 / cos(b) = 2 · 152 / cos(0o) = 304 мм.

Проверка: aw = (d1 + d2) / 2 = (96 + 304) / 2 = 200 мм.

диаметры вершин зубьев:

da = d + 2 · mn(18)

da1 = d1 + 2 · mn = 96 + 2 · 2 = 100 мм;

da2 = d2 + 2 · mn = 304 + 2 · 2 = 308 мм.

ширина колеса:

b2 = yba · aw = 0,125 · 200 = 25 мм;(19)

При вычисленном выше значении значении b2=25мм. при проверочном расчёте по контактным напряжениям получилась недогрузка передачи более 13%. Поэтому окончательно было принято уменьшенное значение b2= 20 мм.

ширина шестерни:

b1 = b2 + 5 = 20 + 5 = 25 мм;(20)

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ybd = b1 / d1 = 25 / 96 = 0,26(21)

Окружная скорость колес будет:

V = w1 · d1 / 2 = 101,264 · 96 · 10-3 / 2 = 4,861 м/c;(22)

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

Коэффициент нагрузки равен:

KH = KHb · KHa · KHn.(23)

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

KH = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

2.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:

sH = (310 / aw) · ((T2 · KH · (u1 + 1)3) / (b2 · u12))1/2(24)

sH = (310 / 200) · ((150180,919 · 1,05 · (3,15 + 1)3 / (20 · 3,152))1/2 =

= 369,386 МПа. Ј [sH]

Фактическая недогрузка:

DsH = (s - [s]H) · 100% / [s] = (369,386 - 409,091) · 100% / 409,091 = -9,706%, что меньше допустимых 13%.

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

окружная:

Ft1 = Ft2 = 2 · T1 / d1 = 2 · 49140,425 / 96 = 1023,759 Н,(25)

радиальная:

Fr1=Fr2=Ft1· tg(a) / cos(b) = 1023,759 · tg(20o) / cos(0o) = 372,618 Н;(26)

осевая:

Fa1 = Fa2 = F t1 · tg(b) = 1023,759 · tg(0o) = 0 Н.(27)

Коэффициент перегрузки привода Кп = 2. Максимальное напряжение, возникающее при пиковой нагрузке, определяют по формуле 3.21[1]:

smax = sH · Kп1/2 = 369,386 · 21/2 = 522,391,(28)

оно не должно превышать предельного допускаемого напряжения:

[sHпр] = 3,1 · st2 = 3.1 · 290 = 899 МПа.(29)

smax < [sHпр]

Условие прочности по пиковым нагрузкам выполнено.

2.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.22[1]:

sF = Ft · KF · YF / (b · mn) Ј [sF](30)

Здесь коэффициент нагрузки KF = KFb · KFn (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KFb = 1,009, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFn=1,45. Таким образом коэффициент KF = 1,009 · 1,45 = 1,463. Y - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):

у шестерни: Zv1 = z1 / cos3(b) = 48 / cos3(0o) = 48(31)

у колеса: Zv2 = z2 / cos3(b) = 152 / cos3(0o) = 152(32)

Тогда: YF1 = 3,668; YF2 = 3,574

Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:

[sF] = soF lim b · KFL / [Sf] .(33)

KFL - коэффициент долговечности.

KFL = (NFO / NFE)^1/6,(34)

где NFO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000;

NFE = 60 · n · c · tS · KFE(35)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 967 об./мин.; n(колеса) = n2 = 306,984 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- tS - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

tS = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(36)

- Lг=8 г. - срок службы передачи;

- С=3 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,3 - коэффициент годового использования;

- kс=0,7 - коэффициент суточного использования.

tS = 365 · 8 · 3 · 8 · 0,3 · 0,7 = 14716,8 ч.

KFE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

KFE = S[(Mi / Mmax)³ · mF · (ti / tS) · (ni / nmax)](37)

KFE=(1/1)³·6·(0,15/1)·(1/1)+(0,7/1)³·6·(0,25/1)·(1/1)+(0,5/1)³·6·(0,6/1)·(1/1)=1,864

где mF = 6 для сталей нормальной прочности.

Тогда:

NFE(шест.) = 60 · 967 · 1 · 14716,8 · 1,864 = 1591611323,904

NFE(кол.) = 60 · 306,984 · 1 · 14716,8 · 1,864 = 505273227,153

В итоге получаем:

КFL(шест.) = (4000000 / 1591611323,904)^1/6 = 0,369

Так как КFL(шест.)<1,0, то принимаем КFL(шест.) = 1

КFL(кол.) = (4000000 / 505273227,153) ^1/6 = 0,446

Так как КFL(шест.)<1,0, то принимаем КFL(шест.) = 1

Для шестерни: soF lim b = 414 МПа;

Для колеса : soF lim b = 342 МПа.

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

[SF] = [SF]' · [SF]".(38)

где для шестерни [SF]' = 1,75 ;

[SF]" = 1 ;

[SF(шест.)] = 1,75 · 1 = 1,75

для колеса [SF]' = 1,75 ;

[SF]" = 1 .

[SF(кол.)] = 1,75 · 1 = 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни: [sF1] = 414 · 1 / 1,75 = 236,571 МПа;

для колеса: [sF2] = 342 · 1 / 1,75 = 195,429 МПа;

Находим отношения [sF] / YF :(39)

для шестерни: [sF1] / YF1 = 236,571 / 3,668 = 64,496

для колеса: [sF2] / YF2 = 195,429 / 3,574 = 54,681

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

Проверяем прочность зуба колеса:

sF2=(Ft·KF·YF2)/(b2·mn)=(1023,759·1,463·3,574)/(20·2)=133,825МПа

sF2 = 133,825 МПа < [sf] = 195,429 МПа.

Условие прочности выполнено.

Таблица 4. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	HB1	sв	[s]H	[s]F
			HB2	H/мм2
Шестерня	45	улучшение	230	780	481,818	236,571
Колесо	45	нормализация	190	570	409,091	195,429

Таблица 5. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	200	Угол наклона зубьев b, град	0
Модуль зацепления m	2	Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца:		шестерни d1	96
шестерни b1	25	колеса d2	304
колеса b2	20
Числа зубьев:		Диаметр окружности вершин:
шестерни z1	48	шестерни da1	100
колеса z2	152	колеса da2	308
Вид зубьев	прямозубая передача	Диаметр окружности впадин:
		шестерни df1	91
		колеса df2	299
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечание
Контактные напряжения sH, H/мм2	409,091	369,386	-
Напряжения изгиба, H/мм2	sF1	236,571	109,876	-
	sF2	195,429	133,825	-

3. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Рис. 3. Передача зубчатая цилиндрическая прямозубая.

3.1 Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):

- для шестерни:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 230

- для колеса:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 210

Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]), будут:

[sH] = sH lim b · KHL / [SH](40)

По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

sH lim b = 2 · HB + 70(41)

sH lim b (шестерня) = 2 · 230 + 70 = 530 МПа;

sH lim b (колесо) = 2 · 210 + 70 = 490 МПа;

[SH] - коэффициент безопасности [SH]=1,1; KHL - коэффициент долговечности.

KHL = (NH0 / NHE)^1/6,(42)

где NH0 - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NH0 = 17000000;

NHE = 60 · n · c · tS · KHE(43)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n2 = 306,981 об./мин.; n(колеса) = n3 = 76,745 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- tS - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы ч.:

tS = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(44)

- Lг=8 г. - срок службы передачи;

- С=3 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,3 - коэффициент годового использования;

- kс=0,7 - коэффициент суточного использования.

tS = 365 · 8 · 3 · 8 · 0,3 · 0,7 = 14716,8 ч.

KHE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

KHE = S[(Mi / Mmax)³ · (ti / tS) · (ni / nmax)](45)

K_HE=(1/1)³·(0,15/1)·(1/1)+(0,7/1)³·(0,25/1)·(1/1)+(0,5/1)³·(0,6/1)·(1/1)=0,31

Тогда:

NHE(шест.) = 60 · 306,981 · 1 · 14716,8 · 0,311 = 84301737,122

NHE(кол.) = 60 · 76,745 · 1 · 14716,8 · 0,311 = 21075365,627

В итоге получаем:

КHL(шест.) = (17000000 / 84301737,122) ^1/6= 0,766

Так как КHL(шест.)<1,0, то принимаем КHL(шест.) = 1

КHL(кол.) = (17000000 / 21075365,627) ^1/6= 0,965

Так как КHL(кол.)<1,0, то принимаем КHL(кол.) = 1

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [ sH3 ] = 530 · 1 / 1,1 = 481,818 МПа;

для колеса [ sH4 ] = 490 · 1 / 1,1 = 445,455 МПа.

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[ sH ] = [ sH4 ] = 445,455 МПа.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : KHb = 1,25 .

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: yba = b / aw = 0,25, (см. стр.36[1]).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:

aw=Ka·(u2+1)·(T(колеса)·KHb/([sH]²·u2²·yba))^1/3(46)

aw=49.5·(4+1)·(582804,031·1,25/(445,455²·4²·0,25)) ^1/3=240,527мм.

где для прямозубых колес Кa = 49,5, передаточное число передачи u2 = 4. T(колеса) - вращающий момент, который приходится на каждое колесо сдвоенной передачи, T(колеса) = Т3 / 2 = 1165608,062 / 2 = 582804,031 Н·мм.

Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66: aw = 250 мм .

Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:

mn = (0.01...0.02) · aw мм, для нас: mn = 2,5...5 мм, принимаем:

по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 2,5 мм.

Задаемся суммой зубьев:

SZ = z3 + z4 = 2 · aw / mn = 2 · 250 / 2,5 = 200

Числа зубьев шестерни и колеса:

z3 = SZ / (u2 + 1) = 200 / (4 + 1) = 40(47)

z4 = SZ - z3 = 200 - 40 = 160(48)

Угол наклона зубьев b = 0 ^о.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Рис. 4. Зацепление зубчатой цилиндрической передачи.

d = mn · z / cos(b)(49)

d3 = mn · z3 / cos(b) = 2,5 · 40 / cos(0^о) = 100 мм;

d4 = mn · z4 / cos(b) = 2,5 · 160 / cos(0 ^о) = 400 мм.

Проверка: aw = (d3 + d4) / 2 = (100 + 400) / 2 = 250 мм.

диаметры вершин зубьев:

da = d + 2 · mn(50)

da3 = d3 + 2 · mn = 100 + 2 · 2,5 = 105 мм;

da4 = d4 + 2 · mn = 400 + 2 · 2,5 = 405 мм.

ширина колеса: b4 = yba · aw = 0,25 · 250 = 62,5 мм;

Примем: b4 = 63 мм;(51)

ширина шестерни: b3 = b4 + 5 = 63 + 5 = 68 мм;(52)

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ybd = b3 / d3 = 68 / 100 = 0,68(53)

Окружная скорость колес будет:

V = w3 · d3 / 2 = 32,147 · 100 · 10^-3 / 2 = 1,607 м/c;(54)

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

Коэффициент нагрузки равен:

KH = KHb · KHa · KHn.(55)

Коэффициент KHb=1,068 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент KHa=1 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент KHn=1,05 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:

KH = 1,068 · 1 · 1,05 = 1,121

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:

sH = (310 / aw) · ((T(колеса) · KH · (u2 + 1)³) / (b4 · u2²))^1/2(56)

sH=(310/250)·((582804,031·1,121·(4+1)³/(63·4²))^1/2=352,948МПа.Ј[sH]

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

окружная:

Ft3 = Ft4 = 2 · T(шест.) / d3 = 2 · 150180,919 / 100 = 3003,618 Н,(57)

где T(шест.) = T2 / 2 = 150180,919 / 2 = 75090,46 Н·мм. В формуле момент T2 делится на 2, так как предполагается, что момент равномерно распределяется на шестерни каждой сдвоенной передачи.

радиальная:

Fr3=Fr4=Ft3·tg(a)/cos(b)=3003,618·tg(20o)/cos(0o)=1093,228Н;(58)

осевая:

Fa3 = Fa4 = F t3 · tg(b) = 3003,618 · tg(0o) = 0 Н.(59)

Коэффициент перегрузки привода Кп = 2. Максимальное напряжение, возникающее при пиковой нагрузке, определяют по формуле 3.21[1]:

smax = sH · Kп^1/2 = 352,948 · 2^1/2 = 499,144,(60)

оно не должно превышать предельного допускаемого напряжения:

[sHпр] = 3,1 · st4 = 3.1 · 390 = 1209 МПа.(61)

smax < [sHпр]

Условие прочности по пиковым нагрузкам выполнено.

3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.22[1]:

sF = Ft · KF · YF / (b · mn) Ј [sF](62)

Здесь коэффициент нагрузки KF = KFb · KFn (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KFb = 1,14, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFn=1,25. Таким образом коэффициент KF = 1,14 · 1,25 = 1,425. Y - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):

у шестерни: Zv3 = z3 / cos³(b) = 40 / cos³ (0⁰) = 40(63)

у колеса: Zv4 = z4 / cos3(b) = 160 / cos3(0o) = 160(64)

Тогда: YF3 = 3,8; YF4 = 3,57

Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:

[sF] = soF lim b · KFL / [Sf] .(65)

KFL - коэффициент долговечности.

KFL = (NFO / NFE)^1/6,(66)

где NFO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000;

NFE = 60 · n · c · tS · KFE(67)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n2 = 306,981 об./мин.; n(колеса) = n3 = 76,745 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- tS - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

tS = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(68)

- Lг=8 г. - срок службы передачи;

- С=3 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,3 - коэффициент годового использования;

- kс=0,7 - коэффициент суточного использования.

tS = 365 · 8 · 3 · 8 · 0,3 · 0,7 = 14716,8 ч.

KFE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

KFE = S[(Mi / Mmax)³ · mF · (ti / tS) · (ni / nmax)](69)

KFE=(1/1)³·6·(0,15/1)·(1/1)+(0,7/1)³·6·(0,25/1)·(1/1)+(0,5/1)³·6·(0,6/1)·(1/1) =1,864

где mF = 6 для сталей нормальной прочности.

Тогда:

NFE(шест.) = 60 · 306,981 · 1 · 14716,8 · 1,864 = 505268289,373

NFE(кол.) = 60 · 76,745 · 1 · 14716,8 · 1,864 = 126316660,861

В итоге получаем:

КFL(шест.) = (4000000 / 505268289,373)^1/6 = 0,446

Так как КFL(шест.)<1,0, то принимаем КFL(шест.) = 1

КFL(кол.) = (4000000 / 126316660,861) ^1/6 = 0,562

Так как КFL(шест.)<1,0, то принимаем КFL(шест.) = 1

Для шестерни: soF lim b = 414 МПа;

Для колеса : soF lim b = 378 МПа.

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

[SF] = [SF]' · [SF]".(70)

где для шестерни [SF]' = 1,75 ;

[SF]" = 1 ;

[SF(шест.)] = 1,75 · 1 = 1,75

для колеса [SF]' = 1,75 ;

[SF]" = 1 .

[SF(кол.)] = 1,75 · 1 = 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни: [sF3] = 414 · 1 / 1,75 = 236,571 МПа;

для колеса: [sF4] = 378 · 1 / 1,75 = 216 МПа;

Находим отношения [sF] / YF :(71)

для шестерни: [sF3] / YF3 = 236,571 / 3,8 = 62,256

для колеса: [sF4] / YF4 = 216 / 3,57 = 60,504

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

Проверяем прочность зуба колеса:

sF4 = (Ft · KF · YF4) / (b4 · mn) =

= (3003,618 · 1,425 · 3,57) / (63 · 2,5) = 97,017 МПа

sF4 = 97,017 МПа < [sf] = 216 МПа.

Условие прочности выполнено.

Таблица 6. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	HB3	sв	[s]H	[s]F
			HB4	H/мм2
Шестерня	45	улучшение	230	780	481,818	236,571
Колесо	45	улучшение	210	730	445,455	216

Таблица 7. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	250	Угол наклона зубьев b, град	0
Модуль зацепления m	2,5	Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца:		шестерни d3	100
шестерни b3	68	колеса d4	400
колеса b4	63
Числа зубьев:		Диаметр окружности вершин:
шестерни z3	40	шестерни da3	105
колеса z4	160	колеса da4	405
Вид зубьев	прямозубая передача	Диаметр окружности впадин: шестерни df3	93,75
		колеса df4	393,75
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечание
Контактные напряжения sH, H/мм2	445,455	352,948	-
Напряжения изгиба, H/мм2	sF3	236,571	95,674	-
	sF4	216	97,017	-

зубчатый редуктор вал привод

4. Расчёт цепной передачи

Рис. 5. Передача цепная приводная роликовая.

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную (cм. гл. VII[1], табл. 7.15).

Рис. 6. Цепь приводная роликовая однорядная.

Передаточное число: u3 = 2,78.

Число зубьев ведущей звездочки (см. с.148[1]):

z5 = 31 - 2 · u3 = = 31 - 2 · 2,78 = 25,44(72)

Принимаем z5 = 26.

Число зубьев ведомой звездочки:

z6 = z5 · u3 = 26 · 2,78 = 72,28(73)

Принимаем z6 = 72 .

Тогда фактическое передаточное число:

uф = z6 / z5 = 72 / 26) = 2,769.(74)

Отклонение:

(u3 - uф) · 100 / u3 = (2,78 - 2,769) · 100 / 2,78 = 0,396%, (75)

что допустимо (отклонение не должно превышать 3%).

Расчетный коэффициент нагрузки (см. гл. VII[1], формулу 7.38[1] и пояснения к ней):

Кэ = kд · kа · kн · kр · kсм · kп(76)

где:

kд = 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

ka = 1 - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, при aw=(25...50) · t;

kн - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров к горизонту, при наклоне до 60o kн = 1;

kр = 1,25 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, в нашем случае при периодическом регулировании;

Kсм = 1,4 - коэффициент, учитывающий способ смазки,

Кп = 1,5 - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, в нашем случае - 2 смены.

Тогда:

Kэ = 1 · 1 · 1 · 1,25 · 1,4 · 1,5 = 2,625.

Для определения шага цепи по формуле 7.38 гл.VII[1] надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В таблице 7.18[1] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле 7.38[1] величиной [p] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения n1=76,748 об/мин. Среднее значение допускаемого давления примем [p]=26,409 МПа.

Тогда шаг цепи:

t і 2,8 · (T3 · Kэ / (z5 · [p]))^1/3(77)

t і--2,8 · (576975,986 · 2,625 / (26 · 26,409)) ^1/3 = 36,448 мм.

Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР-38,1-127 по ГОСТ 13568-97, имеющую t=38,1 мм; разрушающую нагрузку Q=127 кН; массу q=5,5 кг/м; Аоп=394 мм².

Скорость цепи:

V = z5 · t · n3 / (60 · 10³)(78)

V = 26 · 38,1 · 76,748 / (60 · 10³) = 1267 · 10^-3 м/с.

Окружная сила:

Ftц = T3 · w3 / V(79)

Ftц = 576975,986 · 8,037 / 1267 = 3659,949 H.

Давление в шарнире проверяем по формуле 7.39[1]:

p = Ftц · Kэ / Aоп = 3659,949 · 2,625 / 394 = 24,384 МПа.(80)

Уточняем по табл 7.18[1] допускаемое давление:

[p] = [p']·[1+0,01·(z5-17)]=26,409·[1 + 0,01 · (26 - 17)] = 28,786 МПа.(81)

В этой формуле [p']=26,409 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18[1] при n1=76,748 об/мин и t=38,1 мм. Условие p < [p] выполнено.

Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36[1]:

Lt = 2 · at + 0,5 · zS + D2 / at, где(82)

at = aw / t = 30 (см. c. 148[1]);(83)

zS = z5 + z6 = 26 + 72 = 98;(84)

D = (z6 - z5) / (2 · p) = (72 - 26) / (2 · 3,142) = 7,321.(85)

Тогда:

Lt = 2 · 30 + 0,5 · 98 + 7,321² / 30 = 110,787.

Округляем до четного числа: Lt = 111.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37[1]:

aw = 0,25 · t · (Lt - 0,5 · zS + ((Lt - 0,5 · zS)² - 8 · D²)^1/2)(86)

aw=0,25·38,1·(111-0,5·98+((111-0,5·98)²-8·7,321²)^1/2)=1147,19мм

Принимаем: aw = 1147 мм.

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, то есть примерно на 1147 · 0,004 = 4 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек (см. формулу 7.34[1]):

dд5 = t / sin(180o / z5) = 38,1 / sin(180o / 26) =316,086 мм;(87)

dд6 = t / sin(180o / z6) = 38,1 / sin(180o / 72) =873,465 мм;(88)

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек (см. формулу 7.35[1]):

De5 = t · (ctg(180o / z5) + 0.7) - 0.31 · d1(89)

De6 = t · (ctg(180o / z6) + 0.7) - 0.31 · d1(90)

De5 = 38,1 · (ctg(180o / 26) + 0.7) - 0.31 · 22,23 = 333,56 мм;

De6 = 38,1 · (ctg(180o / 72) + 0.7) - 0.31 · 22,23 = 892,412 мм;

где d1 = 22,23 мм - диаметр ролика цепи.

Диаметры окружностей впадин:

Di5 = dд5 - (d1 - 0,175 · dд5^1/2)(91)

Di6 = dд6 - (d1 - 0,175 · dд6^1/2)(92)

Di5 = 316,086 - (22,23 - 0,175 · 316,086^1/2) = 296,967 мм;

Di6 = 873,465 - (22,23 - 0,175 · 873,465^1/2) = 856,407 мм.

Силы действующие на цепь:

окружная:

Ftц = 3659,949 Н - определена выше;

от центробежных сил:

Fv = q · V² = 5,5 · 1,267² = 8,829 H;(93)

где масса одного метра цепи q=5,5 кг/м по табл. 7.15[1];

от провисания:

Ff = 9.81 · kf · q · aw = 9.81 · 6 · 5,5 · 1,147 = 371,318 H;(94)

где kf=6 - коэффициент влияния наклона оси центров цепи (см. c. 151[1]).

Расчетная нагрузка на валы:

Fв = Ftц + 2 · Ff = 3659,949 + 2 · 371,318 = 4402,585 H.(95)

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле 7.40[1]:

s = Q / (Ftц · Кд + Fv + Ff)(96)

s = 127 · 10³ / (3659,949 · 1 + 8,829 + 371,318) = 31,435.

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]=7,883 (см. табл. 7.19[1]); следовательно, условие прочности s>[s] выполнено.

Геометрические параметры звёздочки.

Рис. 7. Звёздочка передачи цепной приводной роликовой однорядной.

Толщина зуба звёздочки:

b = 0.93 · Ввн = 0.93 · 25,4 = 23,622 = 23,6 мм, (97)

где Ввн - расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15[1]).

Толщина диска звёздочки:

C = (1.8...1.95 · (De = dд)(98)

C5 = (1.8...1.95 · (De5 - dд5) = 1.95 · (333,56 - 316,086) = 34,074 мм;

C6 = (1.8...1.95 · (De6 - dд6) = 1.95 · (892,412 - 873,465) = 36,947 мм;

Радиус закругления зуба:

R = 1.7 · d1 = 1.7 · 22,23 = 37,791 мм.(99)

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления:

h = 0.8 · d1 = 0.8 · 22,23 = 17,784 мм.(100)

Диаметры проточки:

Dc5 = t · ctg(180o/z5) - 1.3 · h(101)

Dc6 = t · ctg(180o/z6) - 1.3 · h(102)

Dc5 = 38,1 · ctg(180o/26) - 1.3 · 17,784 = 290,663 мм;

Dc6 = 38,1 · ctg(180o/72) - 1.3 · 17,784 = 849,514 мм.

Расстояние между центрами окружностей:

e = 0.03 · t = 0.03 · 38,1 = 1,143 мм.(103)

Радиусы окружностей:

r = 0.5025 · d1 + 0.05 = 0.5025 · 22,23 + 0.05 = 11,221 мм.(104)

r1 = 0.8 · d1 + r = 0.8 · 22,23 + 11,221 = 29,004 мм.(105)

r2 = 1.7 · d1 = 1.7 · 22,23 = 37,791 мм.(106)

Таблица 8. Параметры цепной передачи, мм.

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип цепи	ПР-38,1-127	Диаметр делительной окружности звёздочек:
Шаг цепи t	38,1	ведущей dд5	316,086
Межосевое расстояние aw	1147	ведомой dд6	873,465
		Диаметр окружности выступов звёздочек:
Длина цепи l	4229,1	ведущей de5	333,56
Число звеньев lp	111	ведомой de6	892,412
Числа зубьев:		Диаметр окружности впадин звёздочек:
ведущей z5	26	ведущей df5	296,967
ведомой z6	72	ведомой df6	856,407
Сила давления на вал Fв, Н	4402,585
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечание
Частота вращения ведущей звёздочки n1, об/мин	500	76,748
Коэффициент запаса прочности S	7,883	31,435
Давление в шарнирах цепи pц, H/мм2	28,786	24,384

5. Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

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

dв і (16 · Tк / (p · [tк]))^1/3(107)

5.1 Ведущий вал

Рис. 8. 1-й вал привода.

dв і (16 · 49140,425 / (3,142 · 20))^1/3 = 23,216 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d1 = 32 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 35 мм.

Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d3 = 40 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 35 мм.

5.2 2-й вал.

dв і (16 · 150180,919 / (3,142 · 20))^1/3 = 33,691 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 35 мм.

Под 2-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d2 = 40 мм.



Рис. 9. 2-й вал привода.

Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d3 = 45 мм.

Под 4-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d4 = 40 мм.

Под 5-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d5 = 35 мм.

5.3 3-й вал (1-я половина).

Рис. 10. 1-я половина 3-го вала привода.

dв і (16 · 582804,031 / (3,142 · 20))^1/3 = 52,945 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 65 мм.

Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d2 = 70 мм.

Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d3 = 70 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 65 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d5 = 60 мм.

5.4 3-й вал (2-я половина)

Рис. 11. 2-я половина 3-го вала привода.

dв і (16 · 582804,031 / (3,142 · 20))^1/3 = 52,945 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d1 = 60 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 65 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 65 мм.

Под 4-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d4 = 60 мм.

5.5 Выходной вал.

dв і (16 · 1468860,602 / (3,142 · 20)) ^1/3 = 72,051 мм.

Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d1 = 80 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 85 мм.

Рис. 12. 4-й вал привода.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 85 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d4 = 80 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

Таблица 9. Диаметры валов, мм.

Валы	Расчетный диаметр	Диаметры валов по сечениям
		1-е сечение	2-е сечение	3-е сечение	4-е сечение	5-е сечение
Ведущий вал.	23,216	Под свободным (присоединительным) концом вала: 32	Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35	Под 3-м элементом (ведущим) диаметр вала: 40	Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35	-
2-й вал.	33,691	Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35	Под 2-м элементом (ведущим) диаметр вала: 40	Под 3-м элементом (ведомым) диаметр вала: 45	Под 4-м элементом (ведущим) диаметр вала: 40	Под 5-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35
3-й вал (1-я половина).	52,945	Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала: 65	Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала: 70	Под 3-м элементом (ведомым) диаметр вала: 70	Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала: 65	Под свободным (присоединительным) концом вала: 60
3-й вал (2-я половина).	52,945	Под свободным (присоединительным) концом вала: 60	Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 65	Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала: 65	Под 4-м элементом (ведущим) диаметр вала: 60	-
Выходной вал.	72,051	Под 1-м элементом (ведомым) диаметр вала: 80	Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 85	Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала: 85	Под свободным (присоединительным) концом вала: 80	-

Таблица 10. 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	4-м и 5-м сечениями
Ведущий вал.	150	125	125	-
2-й вал.	65	60	60	65
3-й вал (1-я половина).	65	120	65	150
3-й вал (2-я половина).	150	150	115	-
Выходной вал.	150	500	140	-

6. Конструктивные размеры шестерен и колёс

6.1 Цилиндрическая шестерня 1-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала(108)

dступ = (1,5...1,8) · 40 = 60...72 мм. Принимаем dступ = 60 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (0,8...1,5) · dвала(109)

Lступ=(0,8...1,5)·40=32...60мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b1 = 25 мм.

Фаска:

n = 0,5 · mn = 0,5 · 2 = 1 мм(110)

6.2 Цилиндрическое колесо 1-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала(111)

dступ = (1,5...1,8) · 45 = 67,5...81 мм. Принимаем dступ = 68 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (0,8...1,5) · dвала(112)

Lступ = (0,8...1,5) · 45 = 36...67,5 мм. Принимаем длину ступицы: Lступ36 мм.

Толщина обода:

dо = (2,5...4) · mn(113)

dо = (2,5...4) · 2 = 5...8 мм,

здесь: mn = 2 мм - модуль нормальный. Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм, то принимаем: dо = 8 мм.

Толщина диска:

С = (0,2...0,3) · b2(114)

C =(0,2...0,3) · 20 = 4...6 мм, здесь b2 = 20 мм - ширина зубчатого венца.

Принимаем: С = 4 мм.

Толщина рёбер: s = 0,8 · C = 0,8 · 4 = 3,2 мм--»--3 мм.(115)

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Da2 - 2 · (2 · mn + do)(116)

Dобода = 308 - 2 · (2 · 2 + 8) = 284 мм

Диаметр центровой окружности:

DC отв.=0,5·(Doбода+ dступ.) = 0,5 · (284 + 68) = 176 мм--»--177 мм.(117)

Диаметр отверстий:

Dотв. = (Doбода - dступ.) / 4 = (284 - 68) / 4 = 54 мм(118)

Фаска:

n = 0,5 · mn = 0,5 · 2 = 1 мм(119)

6.3 1-я цилиндрическая шестерня 2-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала(120)

dступ = (1,5...1,8) · 40 = 60...72 мм. Принимаем dступ = 60 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (0,8...1,5) · dвала(121)

Lступ = (0,8...1,5) · 40 = 32...60 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b3 = 68 мм.

Фаска:

n = 0,5 · mn = 0,5 · 2,5 = 1,25 мм(122)

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.

6.4 2-я цилиндрическая шестерня 2-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала(123)

dступ = (1,5...1,8) · 40 = 60...72 мм. Принимаем dступ = 60 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (0,8...1,5) · dвала(124)

Lступ = (0,8...1,5) · 40 = 32...60 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b3 = 68 мм.

Фаска:

n = 0,5 · mn = 0,5 · 2,5 = 1,25 мм(125)

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.

6.5 1-е цилиндрическое колесо 2-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала(126)

dступ = (1,5...1,8) · 70 = 105...126 мм. Принимаем dступ = 105 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (0,8...1,5) · dвала(127)

Lступ = (0,8...1,5) · 70 = 56...105 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b4 = 63 мм.

Толщина обода:

dо = (2,5...4) · mn(128)

dо = (2,5...4) · 2,5 = 6,25...10 мм,

здесь: mn = 2,5 мм - модуль нормальный. Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм, то принимаем: dо = 8 мм.

Толщина диска:

С = (0,2...0,3) · b4(129)

C=(0,2...0,3)·63=12,6...18,9мм, здесь b4=63мм - ширина зубчатого венца.

Принимаем: С = 13 мм.

Толщина рёбер: s = 0,8 · C = 0,8 · 13 = 10,4 мм--»--10 мм.(130)

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Da4 - 2 · (2 · mn + do)(131)

Dобода = 405 - 2 · (2 · 2,5 + 8) = 379 мм

Диаметр центровой окружности:

DC отв. =0,5·(Doбода+dступ.)=0,5 · (379 + 105) = 242 мм--»--243 мм.(132)

Диаметр отверстий:

Dотв. = (Doбода - dступ.) / 4 = (379 - 105) / 4 = 68,5 мм--»--68 мм.(133)

Фаска:

n = 0,5 · mn = 0,5 · 2,5 = 1,25 мм(134)

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.

6.6 2-е цилиндрическое колесо 2-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала(135)

dступ = (1,5...1,8) · 70 = 105...126 мм. Принимаем dступ = 105 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (0,8...1,5) · dвала(136)

Lступ = (0,8...1,5) · 70 = 56...105 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b4 = 63 мм.

Толщина обода:

dо = (2,5...4) · mn(137)

dо = (2,5...4) · 2,5 = 6,25...10 мм,

здесь: mn = 2,5 мм - модуль нормальный. Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм, то принимаем: dо = 8 мм.

Толщина диска:

С = (0,2...0,3) · b4(138)

C=(0,2...0,3)·63=12,6...18,9мм, здесь b4=63мм - ширина зубчатого венца.

Принимаем: С = 13 мм.

Толщина рёбер: s = 0,8 · C = 0,8 · 13 = 10,4 мм--»--10 мм.(139)

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Da4 - 2 · (2 · mn + do)(140)

Dобода = 405 - 2 · (2 · 2,5 + 8) = 379 мм

Диаметр центровой окружности:

DC отв.=0,5·(Doбода+dступ.) =0,5 · (379 + 105) = 242 мм--»--243 мм.(141)

Диаметр отверстий:

Dотв. = (Doбода - dступ.) / 4 = (379 - 105) / 4 = 68,5 мм--»--68 мм.(142)

Фаска:

n = 0,5 · mn = 0,5 · 2,5 = 1,25 мм(143)

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.

6.7 Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала = (1,5...1,8) · 60 = 90...108 мм.(144)

Принимаем: dступ = 90 мм.

Длина ступицы: Lступ = (1...1,5) · dвала = (1...1,5) · 60 = 60...90 мм(145)

Принимаем: Lступ = 90 мм.

Толщина обода:

dо = 1,5 · (De5 - dд5)(146)

dо = 1,5 · (333,56 - 316,086) = 26,211 мм--»--26 мм.

где De5 = 333,56 мм - диаметр вершин зубьев; dд5 = 316,086 мм - делительный диаметр.

Диаметр проточки:

Dc = t · ctg(p / z5) - 1,3 · h(147)

Dc = 38,1 · ctg(3,142 / 26) - 1,3 · 36,2 = 266,722 мм--»--267 мм.

где t1 = 38,1 мм - шаг цепи; h = 36,2 мм - высота звена.

Толщина диска:

С =...