Выбирается конструктивный вариант привода с произвольным расположением групп передач. Из числа соответствующих ему кинематических вариантов, выбирается один для которого справедливы условия (22) и (23).

2.5.4 Выбор четвертого варианта

Выбор данного варианта осуществляется за счет изменения распределения общего максимального передаточного отношения по группам передач в одном из ранее выбранных вариантов. При этом обязательным является выполнение условия (23).

2.6 Построение структурной сетки

Структурная сетка (рисунок 14) строится в соответствии с выбранной формулой структуры привода. В ней находит отражение относительная связь между передаточными отношениями в группах, поэтому лучи для каждой группы проводятся симметрично, а количество интервалов между их концами численно равно характеристике группы, определяемой в соответствии со структурной формулой.

Рисунок 14 – Структурная сетка

2.7 Построение графика частот вращения

График частот вращения (рисунок 15) отражает частоты вращения всех валов привода, включая валы одиночных передач, необходимых для его компоновки. Построение начинают с цепи редукции, обеспечивающей снижение частоты вращения электродвигателя n_эд. до n_min на шпинделе. Для дальнейшего построения используется структурная сетка.

Рисунок 15 – График частот вращения

2.8 Определение передаточных отношений в группах передач

Для определения передаточных отношений используются построенные графики частот вращения.

Передаточное отношение передачи u, определяется выражением:

u = ^k , (24)

где k – число интервалов между горизонталями, перекрытых лучами, соединяющими отметки частот вращения на соседних валах.

2.9 Определение чисел зубьев передач

При определении чисел зубьев исходят из постоянства межосевого расстояния и числа зубьев, определяют по следующим формулам:

, (25)

, (26)

, (27)

(28)

где z₁ и z₂ – числа зубьев ведущего и ведомого колес;

z₀ – сума чисел зубьев сопряженных колес;

f – числитель передаточного отношения;

g – знаменатель передаточного отношения;

K – наименьшее кратное сумм (f + g);

Е – целое число;

z_min= 18 – минимальное число зубьев.

В соответствии с полученными числами зубьев передач, вычерчивается вариант кинематической структуры (рисунок 16).

Рисунок 16 – Кинематическая структура коробки скоростей

2.10 Определение крутящих моментов на валах коробки скоростей

Крутящие моменты на валах Т, Н·м, могут быть найдены по формуле:

(29)

где Р_эд. – мощность на валу двигателя, кВт;

– КПД участка кинематической цепи от двигателя до рассчитываемого вала;

n – расчетная частота вращения вала, об/мин.

Кинематический расчет коробки скоростей выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении А.

2.11 Расчет прямозубой эвольвентной передачи

2.11.1 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на контактную выносливость зубьев

Для прямозубой цилиндрической передачи модуль m_н, мм, определяется по формуле:

(30)

где K_d – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач K_d = 770;

z₁ – число зубьев шестерни;

T₁ – вращающий момент на шестерне, Нм;

u – передаточное отношение передачи;

_НР – допускаемое контактное напряжение, МПа;

K_H – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

(31)

где b – рабочая ширина венца зубчатой передачи;

d₁ – делительный диаметр шестерни.

2.11.2 Определение модуля зубчатой передачи расчетом на выносливость зубьев при изгибе

Для прямозубой цилиндрической передачи модуль m_F, мм, определяется по формуле:

(32)

где K_m – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач K_m = 14;

K_F – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при изгибе;

_FP – допускаемое изгибное напряжение, МПа;

Y_F1 – коэффициент учитывающий форму зубьев шестерни.

2.11.3 Определение стандартного модуля зубчатой передачи

Из полученных расчетных значений m_H и m_F выбирается наибольшее значение и округляется в сторону увеличения до стандартного модуля по ГОСТ 9563– 60. При этом должно выполняться следующее условие:

m₁ m₂ … m_k , (33)

где m₁ – модуль зубчатых передач группы, расположенной первой от электродвигателя;

m_k – модуль зубчатых передач группы, расположенной последней от электродвигателя.

2.11.4 Определение межосевого расстояния зубчатой передачи

Для прямозубой цилиндрической передачи межосевое расстояние А, мм, определяется по формуле:

(34)

где m – стандартный модуль передачи, мм;

z₂ – число зубьев зубчатого колеса, сопряженного с шестерней.

При определении межосевых расстояний по группам передач должно выполняться следующее условие:

A_w1 A_w2 … A_wk , (35)

где A_w1 – межосевое расстояние передач группы, расположенной первой от электродвигателя;

A_wk – межосевое расстояние передач группы, расположенной последней от электродвигателя.

Расчет прямозубой эвольвентной передачи выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Б.

2.12 Расчет и построение свертки коробки скоростей

2.12.1 Разработка компоновочной схемы коробки скоростей

Компоновочная схема разрабатывается в следующем порядке:

а) определяются расстояния между осями валов и проводятся осевые линии.

б) на осях располагаются зубчатые колеса, муфты и другие передачи и механизмы в соответствии с кинематической схемой. При этом нужно обеспечить возможность перемещения подвижных зубчатых колес и муфт, размещения механизмов управления, регулирования подшипников, сборки и разборки узла, а также обратить внимание на то, чтобы передвижные блоки зубчатых колес не сцепились одновременно с двумя неподвижными колесами на смежном валу.

в) вдоль оси каждого вала проставляются все соответствующие конструктивные размеры, что позволяет определить его ориентировочную длину.

2.12.2 Вычерчивание свертки коробки скоростей

1. Выбирается положение оси первого вала.

2. Из центра первого вала проводится окружность радиусом, равным расстоянию между осью первого вала и осью соседнего вала. Любая точка на этой окружности может быть центром этого вала и будет удовлетворять условию зацепляемости колес. Центр выбирается с учетом возможности рационального расположения и остальных валов.

3. Таким же путем определяются центры других валов. При расположении валов необходимо обеспечить простую форму корпуса, удобство его обработки, сборки и разборки. Нужно стремиться располагать центры валов на одних и тех же линиях, как по вертикали, так и по горизонтали, что делает корпус более технологичным.

2.12.3 Определение усилий действующих в зубчатых зацеплениях

На основе построенной свертки выполняется расчетная схема (рисунок 17), представляющая собой условное изображение расчетной цепи зубчатых передач. В полюсе зацепления каждой зубчатой пары, по нормали к боковым поверхностям зубьев, действуют силы F_n, Н, величина которых определяется по формуле:

(36)

где m и z – модуль и число зубьев зубчатого колеса;

Т – вращающий момент приложенный к валу зубчатого колеса, Нмм.

Рисунок 17 – Свертка коробки скоростей

Сила Р_n12, Н, действующая со стороны шестерни на первом валу на зубчатое колесо второго вала:

Сила Р_n23, Н, действующая со стороны шестерни на втором валу на зубчатое колесо третьего вала:

Сила Р_n34, Н, действующая со стороны шестерни на третьем валу на зубчатое колесо четвёртого вала:

Сила Р_n45, Н, действующая со стороны шестерни на четвертом валу на зубчатое колесо пятого вала:

Сила Р_n56, Н, действующая со стороны шестерни на пятом валу на зубчатое колесо шестого вала:

2.13 Расчет и подбор подшипников

2.13.1 Определение реакций в опорах валов

Необходимо определить реакции в каждой опоре с помощью уравнений статики, которые имеют следующий вид:

, , , (37)

где F_kx – сумма всех сил, действующих в плоскости Ozx;

F_ky – сумма всех сил, действующих в плоскости Ozy;

m_O(F_k) – сумма моментов сил относительно выбранной точки плоскости.

2.13.2 Выбор подшипников по статической грузоподъемности

Критерием для подшипника служит неравенство:

P₀ C₀ , (38)

где Р₀ – эквивалентная статическая нагрузка;

С₀ – табличное значение статической грузоподъемности выбранного подшипника.

Величины приведенной статической нагрузки для радиальных подшипников определяются как большие из двух следующих значений:

P₀ = X₀F_r + Y₀F_a ; P₀ = F_r , (39)

где Х₀ – коэффициент радиальной нагрузки;

Y₀ – коэффициент осевой нагрузки;

F_r – постоянная по величине и направлению радиальная нагрузка, Н;

F_а – постоянная по величине и направлению осевая нагрузка, Н.

2.13.3 Выбор подшипников по динамической грузоподъемности

Критерием для выбора подшипника служит неравенство:

С_тр. С , (40)

где C_тр. – требуемая величина динамической грузоподъемности подшипника;

С – табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника.

Требуемая динамическая грузоподъемность С_тр, Н, определяется по формуле:

(41)

где Р – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

n – частота вращения вала для которого подбирается подшипник, об/мин;

L_h – долговечность подшипника, выраженная в часах работы;

– коэффициент, зависящий от формы кривой контактной усталости.