Проектирование привода общего назначения, содержащего цепную передачу

Количество ступеней, ( схема коробки P x P ), определяет количество ступеней угловых скоростей. Таким образом на выходном валу мы можем получить стро - го ограниченный диапазон скоростей, в любой момент, и одну скорость из диа - пазона скоростей в текущий момент. В данном проекте разработана коробка скоростей по формуле P x P = 2 x 3. Такая формула обеспечивает диапазон из 6-ти скоростей.

Изменение угловых скоростей происходит за счет изменения передаточного отношения в зубчатых зацеплениях . Это достигается за счет перемещаемых блоков шестерен которые регулируют зацепление между колесами на разных валах.

Кинематическая схема привода помимо коробки скоростей может включать открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.

Коробка состоит из корпуса ( литого чугунного или сварного стального ), в котором размещены элементы передачи - зубчатые колеса, блоки зубчатых колес, валы, подшипники, втулки, и т.д. Так же в корпусе расположены элементы служащие для смазки работающих механизмов и устройства необходимые для переключения скоростей.

Коробки скоростей нашли широкое применение в машиносторении . Почти все станки предназначенные для механической обработки деталей включают в свою схему коробку скоростей, либо ступенчатую либо бесступенчатую.

Помимо машиностроения коробки скоростей применяются в других различ - ных областях. СОДЕРЖАНИЕ 1. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА. 2. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ. 3. РАСЧЕТ ВАЛОВ. 4. РАСЧЕТ И ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ. 5. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ. 6. ПОДБОР МУФТЫ. 7. ВЫБОР СМАЗКИ КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ. 8. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ. 9. СТАНДАРТИЗАЦИЯ. ОПИСАНИЕ ГОСУДАРСТВЕННОГО СТАНДАРТА. 1. Расчет параметров привода. 1.1. Определение угловых скоростей всех ступеней для вала I I I При расчете угловых скоростей следует иметь в виду, что цепная передача устанавливается после коробки скоростей. И в этом случае минимальная угло - вая скорость на валу I I I коробки скоростей будет больше заданной и опреде - ляется по формуле : w 1 = w min * i ц.п . рад / сек , где i ц.п . - передаточное отношение цепной передачи. При такой установке вращение с вала электродвигателя на вал I передается через муфту.

Ступени угловых скоростей коробки скоростей определяются по формуле : w i = w i -1 * j рад / сек , где j - знаменатель ряда угловых скоростей, Принимаем передаточное число цепной передачи i ц.п . = 3. Тогда : w 1 = 6 * 3 = 18 рад / сек , w 2 = w 1 * j = 18 * 1.19 = 21.42 рад / сек, Аналогично найдем угловые скорости для каждой ступени, результаты сво - дим в общую таблицу параметров коробки скоростей.

Структурный график угловых скоростей.

Передаточные числа определяем из соотношений угловых скоростей, например для зацепления Z 1 x Z 3 , u 1 x 3 = w 1 / w 3 . где w i - угловые скорости соответствующих колес, рад / сек. u 1 x 3 = 76 / 51.09 = 1.5 Аналогично определяем передаточные отношения для всех случаев зацепле - ния зубчатых колес в коробке скоростей, полученные данные заносим в табли - цу параметров. 1.3. Схема коробки скоростей. Схема коробки скоростей вычерчивается в соответствии со следующими тре - бованиями . Зная передаточные числа зубчатых передач, нужно в принятом ма - сштабе вычертиь коробку скоростей.

Расположение блоков указано в задании, там же указаны отношения диаме - тров колес на валах I и I I I . Схема коробки скоростей P 1 x P 2 = 2 x 3. 1.4. Определение вращающих моментов на валах.

Крутящие моменты, возникающие на валах при всех значениях угловых ско - ростей , следует определить исходя из заданной мощности и соответствующего значения угловой скорости по формуле : T i = P / w i , где T i - вращающий момент, н * м, P - вощность Вт w i - угловая скорость рад / с. T 1 = 10000 / 76 = 131.6 н * м Аналогично определяем остальные моменты, результаты заносим в таблицу.

Сводная таблица параметров коробки скоростей. Табл. 1.2.

Подставляем значения. D 1 = 9.525 /sin 7.2 = 76 ,мм D 2 = 9.525/sin 2.4 = 227.4 ,мм 2.5. Определяем наружные диаметры звездочек : D a = t / (tg (180/Z n )) , мм где t - шаг цепи, Z n - число зубьев.

Подставляем значения. D a1 = 9.525 /tg 7.2 = 81.1 ,мм D a2 = 9.525/tg 2.4 = 232.9 ,мм 2.6. Определяем межосевое расстояние : a min = (D a1 +D a2 )/2 + (30...50) ,мм a min = 81.1+232.9 / 2 +50 = 207 ,мм 2.7. Определяем число звеньев цепи : w = (Z 1 +Z 2 )/2 + 2a min /t + (Z 2 -Z 1 /2 p ) 2 * t/a min где t - шаг цепи, Z n - число зубьев, a min - межосевое расстояние ,мм. w = 100/2 + 414/9.525 + (50/2 p ) 2 * 9.525/207 = 96.37 = 96 jk 2.8. Уточняем межосевое расстояние : a = t/4 * (w - Z 2 +Z 2 /2 + (w-Z 1 +Z 2 /2) 2 - 8 * (Z 2 -Z 1 /2 p ) 2 ) ,мм где t - шаг цепи, Z n - число зубьев, w - число звеньев цепи. a = 9.525/4 * (96-50 * (96-50) 2 -8 * (50/2 p ) 2 ) = 205 ,мм 2.9. Определяем среднюю скорость цепи : u = (Z 1 * t * n 1 ) / (60 * 1000) ,м / с u = (Z 2 * t * n 2 ) / (60 * 1000) ,м / с где t - шаг цепи, n - частота вращения . u = (25 * 9.525 * 137) / 60000 = 0.54 ,м / с u = (75 * 9.525 * 46) / 60000 = 0.54 ,м / с 2.10. Определяем число ударов цепи при набегании на зубья звездочек или при сбегании с них : n i = Z i * n i / 30 * w , 1/c где t - шаг цепи, Z n - число зубьев, n i - частота вращения на валу. n 1 = 25 * 137 / 30 * 96 = 1.2 n 2 = 75 * 46 / 30 * 96 = 1.2 2.11. Определим натяжение цепи от центробежных сил : S u = qu 2 где q - масса одного метра цепи ,кг / м. S u = 0.44 * 0.54 2 = 0.128 2.12. O пределим натяжение от провисания цепи : S q = Kf * q * a * g где : Kf - коэффициент зависящий от положения межосевой линии K f = 6 для горизонтальных передач. q - масса 1м цепи,кг S q = 6 * 0.44 * 9.8 * 0.2 = 5.1 2.13. Окружное усилие в передаче. P = N * 10 3 / u н, где N - передаваемое усилие, u - средняя скорость цепи. P = 8.75 * 10 3 / 0.54 = 16203 ,н 2.14. Проверка цепи на износ, по среднему давлению в шарнирах. p = P * k э / F ,н / мм 2 где k э определяется как произведение : k э = k д * k А * k н * k рег * k с * k реж ; k д - коэффициент учитывающий днамичность нагрузки, при спокойной нагрузке k д = 1 k А - коэффициент учитывающий межосевое расстояние = 1 k рег - коэффициент учитывающий способ регулировки натяжения цепи, натяжение - положением одной из звездочек k рег = 1 k н - коэффициент учитывающий наклонность расположения передачи передача - горизонтальная k н = 1 k с - коэффициент учитывающий влияние способа смазки смазка - периодическая k с = 1.5 k реж - коэффициент учитывающий продолжительность работы работа - в две смены k реж = 1.25 k э = 1 * 1 * 1 * 1 * 1.5 * 1.25 = 1.875 F - проекция опорной поверхности шарнира в мм 2 . Для втулочной цепи. F = B * d * m, где m - число заходов = 1 ; B и d - см. табл. параметров цепи. F = 1.95 * 0.359 = 0.7 p = 16203 * 1.875 / 0.7 = 43400.9 н / мм 2 ; 2.15. Определим усилие, действующее на вал, с учетом усилия от провисания цепи. R = P + 2 * S q , где S q - усилие от провисания цепи. P - окружное усилие. R = 16203 + 2 * 5.1 = 16213.2 ,н 3. Расчет зубчатых передач. Для расчета зубчатой передачи выбираем наиболее нагруженные зацепления . Первое зацепление шестерня 1 и колесо 3 и второе зацепление шестерня 7 и колесо 10. 3.1. Таблица исходных данных при расчетных зацеплениях : Табл. 3.1.

Ведущий вал : М = 8.75 * 10 3 / 75.9 = 115.3 н * м.

Ведущий вал : М = 8.75 * 10 3 / 75.9 = 115.3 н * м.

Ведущий вал : М = 8.75 * 10 3 / 75.9 = 115.3 н * м. 3.7. Выполним расчет для зубчатого зацепления 1 x 3. 3.7.1. Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности поверхности зубьев. А т = ( i + 1) * (340/[ s ] k ) 2 * М рш / ( y A * i * k n ), где i = 1.5, приняв предварительно К=1.5 , получим : М рш = К * М ш = 1.5 * 172.4 = 259.4 ,н * м. где y А = В / А - коэффициент ширины, принимаем = 0.2 k n = 1, передача прямозубая. После подстановки значений получим : А т = ( 1.5 + 1) * (340/550) 2 * 259.4 * 10 3 / ( 0.2 * 1.5 * 1 ) = 170.8 ,мм Принимаем по ГОСТу 2185-66 А т = 160 мм (см. табл. П11 [ 2 ] ) 3.7.2. Определяем число зубьев и модуль зацепления. m = (0.01 0.02) * A т ,мм m = (0.01 0.02) * 160 = 1.6 3.2 ,мм Принимаем m = 3 мм (ГОСТ 9563-60), см. табл. 3.2 [ 2 ] Число зубьев шестерни определяем по формуле : Z = 2 А т / m(1+i) где m - модуль зубчатого колеса, А т - межосевое расстояние мм, i - передаточное отношение Z 1 = 2 * 160 / 3 * (1+1.5) = 42 Число зубьев колеса Z 2 = Z 1 * i = 42 * 1.5 = 64 3.7.3 Определяем основные размеры зубчатой пары по формулам : d д1 = m * Z 1 = 3 * 42 = 126 , мм d д2 = m * Z 2 = 3 * 64 = 192 , мм B 1 = B 2 + 5 = 40 + 5 = 37 , мм B 2 = y A * A т = 0.2 * 160 = 32 , мм D e1 = d д1 + 2m = 126 + 6 = 132 , мм D e2 = d д2 + 2m = 192 + 6 = 198 , мм D i1 = d д1 - 2.5m = 126 - 7.5 = 118.5 , мм D i2 = d д2 - 2.5m = 192 - 7.5 = 184.5 , мм где m - модуль зубьев, y - коэффициент отношения ширины колеса к диаметру. 3 .7.4. Окружная скорость колеса : n = p * d д2 * n / 60 ,м / сек где n - частота оборотов на валу колеса = 483 об / мин n = p * 0.192 * 483 / 60 = 4.8 м / сек При такой скорости и твердости материалов зубчатых колес менее НВ 350 назначаем 9-ю степень точности изготовления зубьев зубчатых колес см. табл. 3.9. [2] . 3.7.5. Уточняем коэффициент нагрузки по формуле : К = К кц * К дин ; где К кц - коэффициент концентрации нагрузки. К дин - динамический коэффициент. При В /d д = 37 / 126 = 0.3 , К кц = 1.3 , К дин = 1.5 К = 1.3 * 1.5 = 1.9 3.7.6. Проверяем расчетные контактные напряжения при принятых разме - рах передачи и уточненной величине коэффициента нагрузки : s k = 340/A * М рш ( i+1) 3 / (B * i * k n ), н / мм 2 где А = А т = 160 мм, М рш = К * М ш = 1.9 * 115.3 = 219.1 ,н * м. s k = 340/160 * 219.1 * 10 3 ( 1.5+1) 3 / (37 * 1.5 * 1 ) = 530.3 н / мм 2 , s k s ] k . 3.7.7. Определяем силы действующие в зацеплении.

Окружное усилие : P 2 = 2 Мп / d д1 , н P 2 = 2 * 115.3 * 10 3 / 126 = 1830.2, н Радиальное усилие : T 2 = P 2 * tg20 ° , н T 2 = 1830.2 * tg20 ° = 666.1 , н 3.7.8. Проверяем прочность зубьев по напряжениям изгиба. s u = P p / ( y * B * m * k nu ) , н / мм 2 где y - коэффициент формы зуба по табл. 3.4 [ 2 ] , k nu = 1 для прямозубых колес.

Проведем сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса : Z 1 = 42 ; y 1 = 0.446 Z 2 = 64 ; y 2 = 0.470 Для шестерни : y 1 [ s 0 ]’ u = 0.446 * 256 = 114.2 , н / мм 2 Для колеса : y 3 [ s 0 ]’ u = 0.470 * 214 = 100.6 , н / мм 2 Дальнейший расчет ведем по зубу колеса как менее прочному.

Расчетное окружное усилие : P p = P 2p = K * P = 2.1 * 1830.2 = 3843.4 , н В = В 3 = 32 ,мм Расчетное (рабочее) напряжение изгиба в опасном сечении зуба колеса Z 3 : s u = 3843.4 / ( 0.47 * 32 * 3 * 1 ) = 85.18 н / мм 2 , [ s 0 ]’’ u = 214 ,н / мм 2 s u s 0 ]’’ u . 3.8. Выполним расчет для зубчатого зацепления 7 x 10. 3.8.1. Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности поверхности зубьев. А т = ( i + 1) * (340/[ s ] k ) 2 * М рш / ( y A * i * k n ), где i = 1.5, приняв предварительно К=1.5 , получим : М рш = К * М ш = 1.5 * 172.4 = 259.4 ,н * м. y А = В / А - коэффициент ширины, принимаем = 0.2 k n = 1, передача прямозубая. После подстановки значений получим : А т = ( 2.8 + 1) * (340/550) 2 * 259.4 * 10 3 / ( 0.2 * 2.8 * 1 ) = 198.46,мм Принимаем по ГОСТу 2185-66 А т = 200 мм (см. табл. П11 [ 2 ] ) 3.8.2. Определяем число зубьев и модуль зацепления. m = (0.01 0.02) * A т ,мм m = (0.01 0.02) * 200 = 2 4 ,мм Принимаем m = 3 мм (ГОСТ 9563-60), см. табл. 3.2 [ 2 ] Число зубьев шестерни определяем по формуле : Z = 2 А т / m(1+i) где m - модуль зубчатого колеса, А т - межосевое расстояние мм, i - передаточное отношение Z 1 = 2 * 200 / 3 * (1+2.8) = 34 Число зубьев колеса Z 2 = Z 1 * i = 34 * 2.8 = 94 3.8.3 Определяем основные размеры зубчатой пары по формулам : d д1 = m * Z 1 = 3 * 3 4 = 102 , мм d д2 = m * Z 2 = 3 * 94 = 282 , мм B 1 = B 2 + 5 = 40 + 5 = 45 , мм B 2 = y A * A т = 0.2 * 200 = 40 , мм D e1 = d д1 + 2m = 102 + 6 = 108 , мм D e2 = d д2 + 2m = 282 + 6 = 288 , мм D i1 = d д1 - 2.5m = 102 - 7.5 = 95.5 , мм D i2 = d д2 - 2.5m = 282 - 7.5 =274.5 , мм где m - модуль зубьев, y - коэффициент отношения ширины колеса к диаметру. 3 .8.4. Окружная скорость колеса : n = p * d д2 * n / 60 ,м / сек где n - частота оборотов на валу колеса = 483 об / мин n = p * 0.282 * 172.5 / 60 = 2.5 м / сек При такой скорости и твердости материалов зубчатых колес менее НВ 350 назначаем 9-ю степень точности изготовления зубьев зубчатых колес см. табл. 3.9. [2] . 3.8.5. Уточняем коэффициент нагрузки по формуле : К = К кц * К дин ; где К кц - коэффициент концентрации нагрузки. К дин - динамический коэффициент. При В / d д = 45 / 102 = 0.4 , К кц = 1.4 , К дин = 1.5 К = 1.3 * 1.5 = 2.1 3.8.6. Проверяем расчетные контактные напряжения при принятых размерах передачи и уточненной величине коэффициента нагрузки : s k = 340/A * М рш ( i+1) 3 / (B * i * k n ), н / мм 2 где А = А т = 200 мм, М рш = К * М ш = 2.1 * 172.9 = 363.1 ,н * м. s k = 340/200 * 363 .1 * 10 3 ( 2.8+1) 3 / (45 * 2.8 * 1 ) = 650.6 н / мм 2 , s k > [ s ] k . Перенапряжение составляет : s k - [ s k ] / [ s k ] * 100 % 670 - 550 / 550 * 100 % = 18 % , Что недопустимо, с целью уменьшения динамических нагрузок назначаем для передачи 7 x 10, 8-ю степень точности изготовления зубьев. К кц = 1.3 : К дин = 1.3 . K = 1.3 * 1.3 = 1.69 s k = s k * K’/K = 650.6 * 1.69 / 2.1 = 574.1 ,н / мм 2 Перенапряжение составляет : 574.1 - 550 / 550 * 100 % = 5 % , что приемлемо. 3.8.7. Определяем силы действующие в зацеплении.

Окружное усилие : P 2 = 2 Мп / d д1 , н P 2 = 2 * 172.9 * 10 3 / 1 0 2 = 3390, н Радиальное усилие : T 2 = P 2 * tg20 ° , н T 2 = 3390 * tg20 ° = 1234 , н 3.8.8. Проверяем прочность зубьев по напряжениям изгиба. s u = P p / ( y * B * m * k nu ) , н / мм 2 где y - коэффициент формы зуба по табл. 3.4 [ 2 ] , k nu = 1 для прямозубых колес.

Проведем сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса : Z 7 = 3 4 ; y 1 = 0.430 Z 10 = 94 ; y 2 = 0.479 Для шестерни : y 7 [ s 0 ]’ u = 0.430 * 256 = 110.1 , н / мм 2 Для колеса : y 10 [ s 0 ]’ u = 0.479 * 214 = 102.6 , н / мм 2 Дальнейший расчет ведем по зубу колеса как менее прочному.

Расчетное окружное усилие : P p = P 2p = K * P = 1.69 * 3390 = 5729 , н В = В 3 = 40 ,мм Расчетное (рабочее) напряжение изгиба в опасном сечении зуба колеса Z 3 : s u = 5729 / ( 0.47 9 * 40 * 3 * 1 ) = 99.67 н / мм 2 , [ s 0 ]’’ u = 214 ,н / мм 2 s u s 0 ]’’ u . 3.9. Определение геометрических параметров зубчатых колес и коробки скоростей. На основании принятых межосевых расстояний , и модуле зубчатых колес, который является одинаковым для первой и второй ступени коробки скоростей, что повышает ее технологичность. При определении количества зубьев зубчатых колес необходимо соблюдать равенство сумм чисел зубьев всех пар зубчатых колес каждой ступени. Это условие определяется так: Z 1 + Z 3 = Z 2 + Z 4 Z 5 + Z 8 = Z 6 + Z 9 = Z 7 + Z 10 . При этом минимальное число зубьев шестерен должно быть меньше 20. Так же необходимо обратить внимание на то, что расстояние между двумя зубчатыми колесами одной и той же ступени должны быть больше, чем ширина блока шестерен.

Только при таком условии блок шестерен может быть выведен из зацепления.

Количественно это можно выразить так : l 0 = 2.1 * b + j , мм где l 0 - расстояние между торцами колес, b - ширина венцов шестерен, j - ширина канавки между шестернями в блоке шестерен.

Расчет параметров зубчатых зацеплений ведется на основе формул : Число зубьев шестерни : Z ш = 2 А т / m(1+i) где m - модуль зубчатого колеса, А т - межосевое расстояние мм, i - передаточное отношение Число зубьев колеса : Z к = Z ш * i Геометрические параметры : d д ш = m * Z 1 , мм d д к = m * Z 2 ,мм D e ш = d д1 + 2m , мм D e к = d д2 + 2m , мм D i ш = d д1 - 2.5m , мм D i к = d д2 - 2.5m , мм где m - модуль зубьев, y - коэффициент отношения ширины колеса к диаметру.

Расчет зубчатой пары Z 2 x Z 4 : Z 2 = 2 * 160 / 3 * (1.3 + 1) = 46 Z 4 = 46 * 1.3 = 60 d д 2 = 3 * 46 = 138, мм d д 4 = 3 * 60 = 180 ,мм D e2 = 138 + 2 * 3 = 144, мм D e4 = 180 + 2 * 3 = 186 , мм D i 2 = 138 - 2.5 * 3 = 130.5 , мм D i4 = 180 - 2.5 * 3 = 172.5 , мм Расчет зубчатой пары Z 5 x Z 8 : Z 5 = 2 * 200 / 3 * (2.3 + 1) = 38 Z 8 = 38 * 2.3 = 90 d д 5 = 3 * 38 = 114, мм d д 8 = 3 * 90 = 270 ,мм D e5 = 114 + 2 * 3 = 120, мм D e8 = 270 + 2 * 3 = 276 , мм D i 5 = 114 - 2.5 * 3 = 106.5 , мм D i8 = 270 - 2.5 * 3 = 162.5 , мм Расчет зубчатой пары Z 6 x Z 9 : Z 6 = 2 * 200 / 3 * (2 + 1) = 42 Z 9 = 46 * 2 = 86 d д 6 = 3 * 42 = 126, мм d д 6 = 3 * 86 = 258 ,мм D e6 = 126 + 2 * 3 = 120, мм D e9 = 258 + 2 * 3 = 176 , мм D i 6 = 126 - 2.5 * 3 = 118.5 , мм D i9 = 258 - 2.5 * 3 = 150.5 , мм Проверим равенство сумм зубьев всех пар зубчатых колес : Z 1 + Z 3 = Z 2 + Z 4 = 42 + 64 = 46 + 60 = 106 Z 5 + Z 8 = Z 6 + Z 9 = Z 7 + Z 10 = 38 + 90 = 42 + 86 = 34 + 94 = 128 Определим расстояние между торцами колес : l 1x2 = 2.1 * 32 + 12 = 79 , мм l 8x9x10 = 2.1 * 40 + 12 = 96 , мм Сводная таблица параметров зубчатых колес : Табл. 3.9.

Расчитаем подшипники на вал № I C = 0.2 * ( 1606 * 1+1.5 * 0 ) 1.4 * ( 76 * 8000 ) 0.3 = 24438. Выбираем подшипник 305 средней серии.

Расчитаем подшипники на вал № I I I C = 0.2 * ( 6900 * 1+1.5 * 0 ) 1.4 * ( 76 * 8000 ) 0.3 = 51647. Выбираем подшипник 309 средней серии. Для шлицевого вала выбираем подшипник 307 средней серии.

Таблица размеров выбраных подшипников.

Диаметр I I I - го вала = 40мм, размеры шлицевого вала : ZxdxD = 8 x36x40 , легкая серия, суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала S F = 182 мм 3 / мм. табл. 5.5 [ 2 ] Средний диаметр d m : d m = 0.5 * ( D+d ) = 0.5 * (36+40) = 38 , мм 6.3.1. Определим среднее давление по формуле : s = T / S F * l, где l - длина блока,мм s = 195700 / 182 * 144 = 7.8 6.3.2. Определим коэффициенты входящие в формулы : Соотношение размеров : l / D = 144 / 40 = 3.6 e = e / l + (0.5 / l) * tg b * cos a w , для прямозубых и цилиндрических колес b = 0 и a w = 20 ° . e = 41 / 144 + (0.5 / 144) * 0.94 = 0.3 y = d m / (d w * cos a w ) = 38 / 106 * 0.94 = 0.38 Находим по табл. 5.8 [ 2 ] для легкой серии K кр = 1.8 и по рис. 5.12 [ 2 ] значение коэффициента концентрации напряжения К е = 1.5, коэффициент продольной концентрации нагрузки определяется как : К пр = К кп + К е -1 = 1.8 + 1.5 -1 = 2.3 Коэффициетны неравномерности распределения нагрузки между зубьями по табл. 5.7. [2] . К з = 1.8, К з ’ = 1.4. Общи t коэффициенты концентрации нагрузок при К п = 1 : К см = К з * К пр * К п = 1.8 * 2.3 * 1 = 4.14 К изн = К з ’ * К пр = 1.4 * 2.3 = 3.22 6.3.3. Определяем допускаемое среднее давление на смятие по формуле : приняв s Т = 550 н / мм 2 и S = 1.25 (с. 87 [ 2 ] ) [ s см ] = s Т / (S * К см * К L ) , [ s см ] = 550 / (1.25 * 4.14 * 0.43) = 247.16 , где коэффициент долговечности К L = К н * К N = 0.57 * 0.8 = 0.43 при К н = 0.57 (табл. 5.9 [ 2 ] ) и К N = 60 * L h * n / N o , где L h - срок службы = 15 * 10 3 ч. n - частота вращения = 484 об / мин К N = 60 * 15 * 10 3 * 484 / 10 8 = 0.8, 6.3.4. Соединение удовлетворяет условию прочности на смятие, так как ( s = 7.8) ( [ s см ] = 247) 6.3.5. Определяем допускаемое среднее давление на износ. [ s изн ] = [ s усл ] / (К изн * К L * К р ) н / мм 2 , где [ s усл ] = 110 н / мм 2 по табл. 5.6. [ 2 ] К р = К с * К ос , где К с = 1, коэффичиент смазки (при средней смазке) К ос = 1.25, при нежестком закреплении ступицы на валу. К р = 1 * 1.25 = 1.25 [ s усл ] = 110 / (3.22 * 0.44 * 1.25) = 63 н / мм 2 Соединение удовлетворяет прочности на износ так как ( s = 7.8) ( [ s изн ] = 63) 7. Подбор муфты. По условию задана предохранительная муфта со срезным штифтом. Муфты этой группы ограничивают передаваемый момент и предохраняют части машин от поломок при перегрузках, превышающих расчетные. При ава - рийной перегрузке штифт срезается, и привод выключается.

Материал штифта сталь 45 или пружинистая сталь ; втулки из стали 45 или 45Х закаленные. 8. Смазка коробки скоростей. В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач зали - вается масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, распыляется, попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть.

Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0.3 до 12.5 м / с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центро - бежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышает его температуру. Выбор смазочного материала основан на величине окружной скорости. В виду небольшой окружной скорости выбираем масло Индустриальное И-20 с кинематической вязкостью 17 ... 23 * 10 -6 м 2 / с. 9. Описание конструкции коробки скоростей.

Вращающий момент от электродвигателя, через предохранительную муфту, которой является муфта со срезным штифтом, подается на вал №1. На валу расположены шестерни Z 1 и Z 2 причем Z 2 больше по диаметру чем Z 1 . На промежу - точный вал вращательный момент передается за счет перемещаемого блока колес Z 3 , Z 4 . Промежуточный вал является шлицевым, что позволяет перемещать блок колес вдоль осевого направления, что и обеспечивает регулировку зацепле - ния между одной из двух пар : шестерня - колесо. Тем самым изменяя передава - емую угловую скорость.

Промежуточный вал так же имеет второй блок подвижных колес Z 5 Z 6 Z 7 который, в свою очередь, регулирует зацепление с колесами на выходном валу Z 8 Z 9 Z 10 ,умножая тем самым две предыдущие возможные скорости еще на три таким образом коробка скоростей обеспечивает диапазон из 6-ти скоростей и соответствует формуле P x P = 2 x 3 . На выходной (ведомый) вал, вне коробки скоростей, посажена звездочка которая предает, с помощью цепной передачи, вращающий момент непосредстве - нно на механический привод. Валы посажены на радиальные шарико-подшипники . Имеющие возможность в одном из посадочных отверстий перемещаться в осевом направлении, регули - руя тепловое удлинение вала, а с другого торца жестко подпертых крышкой. В местах выхода вала за пределы коробки скоростей поставлены резиновые уплотнения, предотвращающие выход масла - с одной стороны, и проникнове - ние грязи - с другой. Валы I и I I I - выполнены укороченными, что понижает напряжения возника - ющие при работе коробки скоростей. Для обеспечения смазки механизмов, в корпусе коробки скоростей предусмо - трено отверстие для заливки масла. А так же выполнен смотровой люк и отду - шина обеспечивающая регулировку давления внутри коробки в процессе рабо - ты. 10. Стандартизация.

Описание ГОСТ 8338 - 75. Подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ Основные размеры 8338 - 75 * ( СТ СЭВ 3795-82) Single row radial ball bearings. Взамен Boundary dimensions. ГОСТ 8338 - 57 ОКП 46 1200 Настоящий стандарт распростроняется на шариковые радиальные однорядные подшипники.

Стандарт полностью соответствует СТ СЭВ 3795-82 1. Основные размеры и масса подшипников должны соответствовать табличным данным. B B - Номинальная ширина подшипника, мм r x 45 ° D - Номинальный наружный диаметр 4 фаски цилиндрической поверхности наружного кольца, мм d - Номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца, мм r - Номинальная координата монтажной фаски, мм Пример условного обозначения шарикового радиального подшипника облегченной серии диаметров 1, серии ширин 0 с d = 50 мм, D = 80 мм и B = 16 мм Подшипник 110 ГОСТ 8338-75 2. Технологические требования по ГОСТ 520 - 71 3. Технологические требования к посадочным местам вала и корпуса по ГОСТ 3325-55 4. Величины статической (С 0 ) и динамической (С) грузоподьемности приведены в справочном приложении. СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ. 1. Ицкович Г.М. и др.