Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0502 / 2

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

14.02.2023

Размер:

120.76 Кб

Скачать

☆

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

4.РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА.

4.1.Исходные данные:

Тип передачи - зубчатая с цилиндрическими прямыми зубьями эвольвентного профиля

T2 = 72

T3 = 346

n3 = 105	îá/ìèí

Lз := 5000		часов	-ресурс работы


n2 = 527

U2_3 = 5

ω3 = 11

4.1.1. Расчетная схема приведена на рис.4.1

Рис.4.1 Схема зубчатой передачи 1-шестерня передачи; 2-зубчатое колесо

4.2. Выбор материалов 4.2.1. Примем для шестерни сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость

(полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 140 мм. т. 3.3 [1]) HB 230

4.2.1. Примем для колеса сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость HB 200 4.2.1.4. Механические характеристики стали 45 для шестерни

	σв1 :=	780	МПапредел прочности
	σв1 :=	780

	σT1 :=	440	МПапредел текучести
	σT1 :=	440
для колеса

	σв2 :=	690	ÌÏà
	σв2 :=	690

	σT2 :=	340	ÌÏà
	σT2 :=	340

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

4.2.2. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного выкрашивания

σHadm :=

σHlimb

KHL

ãäå:

SHadm

для шестерни

σHlimb1 := 2HB1 + 70

σHlimb1

= 530

МПа -длительный предел выносливости при базовом числе

циклов

NHO

для колеса

σHlimb2 := 2HB2 + 70

σHlimb2

= 470

ÌÏà

SHadm := 1

-коэффициент безопасности

NHO

KHL :=

-коэффициент долговечности при длительной работе

NHE

NHO := 107

циклов - базовое число циклов нагружения

= 1.6 × 108

HE1

:= 60 n

HE1

циклов при непрерывной работе для шестерни

= 3.2 × 107

HE2

:= 60 n

HE2

циклов для колес

107

для обоих колес

ò.ê.

NHE1

NHE2

больше

то

KHL := 1

4.2.3. Допускаемое значение контактного напрежения расчитывается по

формуле для шестерни

σHadm1 :=

σHlimb1

KHL

530

ÌÏà

SHadm

äëÿ колеса

σHadm2 :=

σHlimb2

KHL

= 470

ÌÏà

SHadm

4.3. Проектный расчет зубчатой передачи 4.3.1. Для редукторов(закрытых зубчатых передач)основным критерием расчета является

предотвращение усталостного поверхностного выкрашивания. Из этого условия рассчитывают межосевое расстояние

					3
	αw := Ka (U2_3 + 1)				3		T4 KHβ
							T4 KHβ
						u2_32 ψba σHadm22
ãäå:

	Ka := 49.5		для прямозубых колес

		b					-коэффициент ширины зубчатого венца (при симметричном
		b

ψba := αw				ψba :=	0.25
				ψba :=	0.25		расположении колес относительно опор)
							расположении колес относительно опор)

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

KHβ := f(ψbd)

-коэффициент учитывающий неравномерное распределение нагрузки

по ширине венца

KHβ := 1.05

ψbd := 0.5

ψba (U2_3 + 1)

ψbd = 0.8

тогда:

T3 103 KHβ

αw := Ka (U2_3 +

αw =

190

ìì

U2_32 ψba σHadm22

Примем по стандарту ГОСТ 2185-66

αw := 200

ìì

4.4. Расчет основных размеров передачи

4.4.1. Примем модуль в пределах

mmin := 0.01 αw

mmin

= 2

ìì

mmax := 0.02 α

mmax

= 4

ìì

m := 4

ìì

4.4.3. Число зубьев колес

zΣ := z1 + z2

zΣ :=

2 αw

zΣ = 100

zΣ

4.4.3.1. Для шестерни

z1 = 16.7

U2_3 + 1

примем

z1 := 17

4.4.3.2. Для колеса

z2 := zΣ − z1

z2 = 83

примем

z2 := 85

4.4.3.3. Уточним

= 5

U2_3

= 5

4.4.5. Размеры шестерни

ìì

4.4.5.1. Диаметр делительной окружности

d1 := m z1

= 68

4.4.5.2. Диаметр окружности впадин

d1f

:= d1 − 2.5 m

d1f = 58

ìì

4.4.5.3. Диаметр окружности выступов

d1a

:= d1 + 2 m

d1a

= 76

ìì

4.4.5.4. Ширина венца шестерни

b1 :=

ψba

αw + 5

b1 = 55

ìì

Примем в дальнейшем расчете

b1 := 55

ìì

4.4.5.5. Уточненное значение

ψbd :=

ψbd = 0.81



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

4.4.6. Размеры колеса

4.4.6.1. Диаметр делительной окружности

d2 := m z2

d2 = 340

ìì

4.4.6.2. Диаметр окружности впадин

d2f := d2 − 2.5 m

d2f

= 330

ìì

4.4.6.3. Диаметр окружности выступов

d2a := d2 + 2 m

d2a

= 348

ìì

4.4.6.4. Ширина венца шестерни

b2 := b1 − 10 = 45

Примем в дальнейшем расчете

b2 := 45

ìì

4.4.7. Назначим 8 степень точности колес, при скорости

V := ω3

d2 10−3

V = 1.87

ì/c

4.5. Проверочные расчеты передачи

4.5.1. Проверка по σΗ

αt

:= 20

-угол зацепления

180

KHα := 1.068

-при 8 степени точности и

V = 1.87

ì/c

KHv := 1.1

-при 8 степени точности, и

V = 1.87

αw

ψba := b2

= 0.23

Eпр := 2.2 105

тогда

Eпр T3 103 KHv

(U2_3 + 1)

σH := 1.18

σH =

484

ÌÏà

d22 b2 sin(2 αt)

σH

% и находится в допустимых пределах

5%< <5%

Недогруз

:= 100 1

−

σHadm2

= −3

4.6.1 Расчет усилий в зацеплении

T2 103

Ft := 2

= 2129

- окружня сила колеса

Fr := Ft

tan(αt)

= 775

H - радиальное усилие

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата


4.5.1. Проверка по напряжениям изгиба	σF
4.5.1. Проверка по напряжениям изгиба

σF := YF2 KFα KFβ KFv

b2 m

ãäå

KFβ := 1.3

ïðè

ψbd = 0.81

HB > 350

ì/c

KFv := 1.06

при степени точности

n := 8

V = 1.9

YF := f(z)

-коэффициент учитывающий число зубьев

z1 = 17

= 85

тогда

YF1 := 3.85

YF2 := 3.59

ψbd :=

ψbd = 0.81

[σF1

]

Расчет выполняем по тому колесу, у которого меньше

σHadm1 = 138

σHadm2

= 131

YF1

YF2

KFα := 1.24

при степени точности

n := 8

тогда

ÌÏà

σF2 := YF2 KFα KFβ KFv b2

σF2

= 72.5

4.5.2.2. Допускаемые напряжения

σFadm :=

σFlimb

KFC

SFadm

ãäå

σFlimb := 500

ÌÏà

SFadm := 1.7

-коэффициент безопасности

KFC := 1

-при работе нереверсивной

σFlimb

KFC

σFadm = 294

ÌÏà

σFadm := SFadm

4.5.3. Проверка на изгиб выполняется



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

5 Конструирование колес, валов и выбор подшипников

5.1 Вал 2 - ведущий вал зубчатой передачи конструкция шестерни - неразборный выполнен ввиде вала-шестерни Диаметры

выходного конца τadm := 20 ÌÏà - быстроходного вала

T2 103

dв :=

= 26.3

Примем

dв := 28

ìì

0.2 τadm

dв1 := 32

примем

мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

примем

dв2 := 35

мм (с учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)

примем

dв3 := 45

ìì

примем

dв4 := dв3 = 45

ìì

примем

dв5 := dв2 = 35

ìì

5.1.1 Выбор подшипников под вал 2 Примем шарикоподшипники радиальные однорядные 307

посадочный диаметр внутренней обоймы dвн := 35 ìì

посадочный диаметр наружней обоймы dнн := 80 мм ширина Шпод := 21 ìì

статическая грузоподъемность С0 := 18 кН динамическая грузоподъемность С := 33.2 кН

5.2 Вал 3 - ведомый вал зубчатой передачи

Конструкция колеса - разборный выполнен отдельно от вала

Диаметры

τadm2 := 25

МПа - допускаемое напряжение при предварительном расчете (для тихоходных валов)

выходного

êîíцà

T3 103

dв. :=

= 41

Примем

dв. := 45

ìì

îêðóгëÿåì ïî ÃÎÑÒ 6639-69

0.2 τadm2

dv. := 48

ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

мм (принимая из

r. := 50

мм (с учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)

примем

dk. := 52

ìì

примем

dб. := 58

ìì

5.2.1 Выбор подшипников под вал 3 Примем шарикоподшипники радиальные однорядные 310 средней серии

посадочный диаметр внутренней обоймы dвн := 50 ìì

посадочный диаметр наружней обоймы dнн := 110 мм ширина Шпод := 27 мм статическая грузоподъемность С0 := 36 êÍ

динамическая грузоподъемность С := 61.8 кН

5.3 Конструкция ведомого колеса Диаметр ступицы

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

dst := 1.6 dk. = 83.2 мм примем dst := 80 мм Длина ступицы

Lst := 1.4 dk. = 72.8 мм примем Lst := 65 мм Толщина диска

c := 0.25 b2 = 11.3 мм примем c := 10 мм

Толщина обода

б1 := 4 m = 16 мм примем б1 := 16 ìì


Основные размеры элементов корпуса редуктора.
Толщина стенки основания и крышки редуктора:
бос := 0.04 αw + 2 = 10		ìì		примем		бос :=		10	ìì
бкр := 0.032 αw + 2 = 8.4			ìì	примем		бкр :=		10	ìì
Диаметр фундаментальных			болтов:
dф := 0.03 αw + 12 = 18		ìì		примем		dф. :=		24		ìì
Диаметр болтов: у подшипников
dпод := 0.7 dф. = 16.8	ìì		примем		dпод :=	16	ìì
соединяющих основание	с крышкой
dосн := 0.6 dф. = 14.4 ìì			примем dосн :=			16 ìì

Толщина нижнего фланца крышки b1.. := 1.5 бос = 15 мм

Толщина рёбер крышки m1 := 0.8 бос = 8 мм

4.5. Тепловой расчет редуктора 4.5.1 Условие работы редуктора без перегрева

t < [ t] = 60 îÑ

гäå

kt := 14 Âò/(ì2îС) - коэффициент теплопередачи, зависящий от подвижности воздуха в корпусе

	αw3			1.74			2
Ап := 12					=		2
Ап := 12					=	0.7	м - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора
		10
t := P2		3	(1		− η2) = 11.7			Ñ
t := P2		10	(1		− η2) = 11.7			Ñ
								î

kt Ап

Условие работы редуктора без перегрева выполнено.

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Соседние файлы в папке 0502

#
14.02.2023400.71 Кб3020_чертеж.cdw
#
14.02.202340.08 Кб31.jpg
#
14.02.2023173.88 Кб31.pdf
#
14.02.20231.61 Mб31.xps
#
14.02.202348.25 Кб32.jpg
#
14.02.2023120.76 Кб32.pdf
#
14.02.2023565.46 Кб32.xps
#
14.02.202343.67 Кб33.jpg
#
14.02.202344.53 Кб34.jpg
#
14.02.202340.08 Кб35.jpg
#
14.02.202348.25 Кб36.jpg