Реферат: Редуктор зубчатый прямозубый

--PAGE_BREAK--WHT = 2SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12ЧT1SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12ЧKHSYMBOL 97 \f «Symbol» \s 12aSYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12ЧKHв.KHV /(d1 SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Чbw) =2·14740·1,12·1,12·1,2/(40·40) = 27,728 H/мм (4.3.4)
Т1 — крутящий момент на ведущем валу (см. п. 3)
KHб — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см.ниже)
KHв — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см.ниже )
KHV — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. п. 4)
d1 — делительный диаметр шестерни (см. п. 4)
bw — рабочая ширина венца колеса (см. п. 4 )
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент KHб определим из таблицы 2.19[3]:
Окружная скорость = 2,985 м/с
Степень точности = 9
Коэффициенты KHA=1,16
KHB=1,04
Коэффициент Кнv определим из таблицы 2.20 [З]
Твердость поверхности зубьев < 350 HB
Колеса цилиндрические
Коэффициенты KHV=1,2
KFV=1,5
<shape id="_x0000_i1032" type="#_x0000_t75" o:allowincell=«f»><imagedata src=«76440.files/image020.wmz» o:><img width=«257» height=«45» src=«dopb285259.zip» v:shapes="_x0000_i1032">
По формуле (4.3.1) рассчитываем
Проверяем условие SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sH < [SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12s'H]
Заключение: расчетное контактное напряжение не превзошло значения допустимого контактного напряжения. Выбор материалов и проведенный расчет были сделаны правильно.
б) Расчет на выносливость при изгибе
Выполним проверочный расчет по условиям: SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sF SYMBOL 163 \f «Symbol» \s 12Ј [SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sF], согласно рекомендациям табл. 2.9 [3]
Для цилиндрических передач
SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sF = YF1SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12ЧYBSYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12ЧWFT/m < [SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sF]                                                (4.3.5)
YF — коэффициент формы зуба (см.ниже)
YB – коэффициент учитывающий наклон зуба (см.ниже)
WFT — удельная расчетная окружная сила (см.ниже)
m — модуль зуба (см. п. 4)
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент YF определим по таблице 2.18 [3];
1. Эквивалентное число зубьев:
ZV = Z/cos3(SYMBOL 98 \f «Symbol» \s 12b)                                                                          (4.3.6)
ZV = 80/13 = 80 — для колеса
ZV = 20/13 = 20 — для шестерни
Шестерня
ZV = 20
YF = 4,08
Колесо
ZV = 80
YF = 3,61
Коэффициент YB определим из таблицы 2.16 [З]
Угол наклона зуба SYMBOL 98 \f «Symbol» \s 12b = 0o

YB = 1
Определим удельную расчетную окружную силу WFT
WFT = 2SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12ЧT1SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12ЧKFбSYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12ЧKFвSYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12ЧKFV/d1SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Чbw = 2·14740·1·1,15·1,28/(40·44) = 21,649 Н/мм2 (4.3.7)
KFB — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. выше п. 4)
KFV — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см. п. 4)
По формуле (4.3.5) рассчитываем SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sF
Колесо
SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sF = 4,08·1·21,649 /2 = 50,283 H/мм2
Шестерня
SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sF = 3,61·1·21,649 /2 = 44,491 H/мм2
Заключение: результаты проверочного расчета на выносливость при изгибе зубьев колес не превзошли допустимых показателей напряжений при изгибе. Выбор материалов и проведенный расчет геометрических параметров произведен верно.
4.4     Расчет диаметров валов редуктора Диаметр вала оцениваем исходя из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:
<shape id="_x0000_i1033" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«76440.files/image022.wmz» o:><img width=«101» height=«51» src=«dopb285260.zip» v:shapes="_x0000_i1033"> (4.4.1)
T — крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала (НSYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Чмм)
[tk]—допускаемое напряжение при кручении для стальных валов согласно табл (3.1) [8]
[tk] = (10 — 15) Н/мм2
а) быстроходный вал
Шестерню выполняем заодно с валом
1) Диаметр d1 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом
Т = Т1 — крутящий момент на быстроходном валу (см. n. 3)
[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])
<shape id="_x0000_i1034" type="#_x0000_t75" o:allowincell=«f»><imagedata src=«76440.files/image024.wmz» o:><img width=«357» height=«49» src=«dopb285261.zip» v:shapes="_x0000_i1034">
d1=17
Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40
d2 = 17 мм
Так как диаметр d1 соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласоватьдиаметры вала электродвигателя dэ и d1. Вo избежание разработки «специальной» муфты, принимаем d1 = (0,8 — 1,2) SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Чdэ
Исполнение 90L4/95
Мощность 2,2 кВт
Асинхронная частота вращения 1425 об/мин
Диаметр хвостовика двигателя 24 мм
Окончательно диаметр хвостовика принимаем равным: d1 = 24 мм
2)  Диаметр вала под подшипник
Принимаем d1п = 30 мм
3)  диаметр буртика подшипника
d1бп = d1п+3.r = 36 мм
б) Тихоходный вал
1) Диаметр d2 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом
Т = Т2 — крутящий момент на тихоходном валу (см. n. 3)
<shape id="_x0000_i1035" type="#_x0000_t75" o:allowincell=«f»><imagedata src=«76440.files/image026.wmz» o:><img width=«346» height=«50» src=«dopb285262.zip» v:shapes="_x0000_i1035">
[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])
d2=26,984
Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40
d2 = 28 мм
2)   Диаметр вала под подшипник
Принимаем d2п = 30 мм
3)  диаметр буртика подшипника
d2бп= d1п+3.r = 36 мм
4) Диаметр посадочного места колеса
Принимаем dк= 36 мм
5)Диаметр буртика колеса
dбк = dk+3f = 39 мм
4.5     Конструктивные размеры корпуса редуктора См. рис.10.18 и табл. 10.2 и 10.3 [1].
Толщина стенок корпуса
SYMBOL 100 \f «Symbol» \s 12d SYMBOL 179 \f «Symbol» \s 12і0,025·аw+1 = 0,025·100+1 = 3,5 мм
Принимаем SYMBOL 100 \f «Symbol» \s 12d = 8 мм
Толщина стенок крышки
SYMBOL 100 \f «Symbol» \s 12d1 SYMBOL 179 \f «Symbol» \s 12і0,02·аw+1 = 0,02·100+1 = 3 мм
Принимаем SYMBOL 100 \f «Symbol» \s 12d1 = 8 мм
Толщина фланцев
Верхнего пояса крышки и корпуса
b = b1 =1,5SYMBOL 100 \f «Symbol» \s 12d = 1,5 · 8 = 12 мм
Нижнего пояса корпуса
p = 2,35 · 8 = 19 мм
Принимаем p = 20 мм
Диаметр фундаментных болтов
d1 = (0,03 – 0,036)aw +12 = 15 мм
Диаметр болтов для крепления крышки к корпусу
d2 = (0,5 – 0,6)d1 = 9 мм
4.6     Выбор подшипников и расчет их на долговечность а) Предварительный выбор
По найденным выше диаметрам валов под подшипники подбираем по каталогу (см.[1])
1)Для тихоходного вала подшипники легкой серии:
обозначение 206
тип подшипника радиальный однорядный
грузоподъемность С=15300 Н
СO = 10200 Н
диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм
диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм
ширина подшипника, Т =16 мм
2) Для быстроходного вала выбираем подшипники легкой серии:
 обозначение 7206
тип подшипника радиальный однорядный
грузоподъемность С=29800Н
СO = 22300Н
диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм
диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм
ширина подшипника, Т =16 мм
б)Построение эпюр моментов быстроходного вала
<shape id="_x0000_i1036" type="#_x0000_t75" o:allowincell=«f»><imagedata src=«76440.files/image028.wmz» o:><img width=«525» height=«414» src=«dopb285263.zip» v:shapes="_x0000_i1036">
<imagedata src=«76440.files/image030.wmz» o:><img width=«504» height=«315» src=«dopb285264.zip» v:shapes="_x0000_i1037">

в)Построение эпюр моментов тихооходного вала
<shape id="_x0000_i1038" type="#_x0000_t75" o:allowincell=«f»><imagedata src=«76440.files/image032.wmz» o:><img width=«576» height=«609» src=«dopb285265.zip» v:shapes="_x0000_i1038">
г) Расчет на долговечность (быстроходный вал)
1) Силы действующие в зацеплении (см. рис. 2)
Окружная составляющая
Ft = 2SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12ЧT1 /d1 = 2SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч14740/40 = 736,783 Н                                  (4.6.1)
T1 — крутящий момент на ведущем валу, (НSYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Чмм)
d1 — делительный диаметр шестерни ,(мм)
Радиальная составляющая
Fr = FtSYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч(tg(SYMBOL 97 \f «Symbol» \s 12a) /cos(SYMBOL 98 \f «Symbol» \s 12b))     =2,747SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 Н                                     (4.6.2)
Ft — окружная сила (см. выше), (Н)
SYMBOL 97 \f «Symbol» \s 12a — угол зацепления SYMBOL 97 \f «Symbol» \s 12a = 20
SYMBOL 98 \f «Symbol» \s 12b — угол наклона зубьев (см. п. 4)
Осевые составляющие
FA = Ft SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Чtg(SYMBOL 98 \f «Symbol» \s 12b)=      FA12 = FA21 = 0 Н                                         (4.6.3)
Реакции в опорах:
в плоскости XZ
Rrx1 = Rx2 = Ft/2
<shape id="_x0000_i1039" type="#_x0000_t75" o:allowincell=«f»><imagedata src=«76440.files/image034.wmz» o:><img width=«374» height=«48» src=«dopb285266.zip» v:shapes="_x0000_i1039">
в плоскости YZ
<shape id="_x0000_i1040" type="#_x0000_t75" o:ole="" o:allowincell=«f»><imagedata src=«76440.files/image036.wmz» o:><img width=«353» height=«39» src=«dopb285267.zip» v:shapes="_x0000_i1040">
Рассчитаем
Rrx1 = Rx2 =1,228SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 /2=613,983 Н
Ry1 = Ry2= 1,374SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 Н
Определяем суммарные радиальные реакции

<shape id="_x0000_i1041" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«76440.files/image038.wmz» o:><img width=«157» height=«32» src=«dopb285268.zip» v:shapes="_x0000_i1041">                          (4.6.6)
Pr1 = Pr2 =1,505SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 H
Осевые нагрузки для быстроходного вала:
S=0,83SYMBOL 46 \f «Symbol» \s 12.e.Fr= 0,83SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч0,36SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч2,747SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 = 820,804 H                                        (4.6.7)
В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:
FaI = S=820,804 H
FaII = S + Fa=820,804 +0 = 820,804 H
Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]
Рэ = V SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч Fr SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч Кб. Kt= 1SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч2,747SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч1,2. 1 = 3296 H                                 (4.6.8)
V — коэффициент, при вращении внутреннего кольца
V = 1
Кб – коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]
Кб = 1,2
Kt — температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]
Kt=1
2) Расчет на долговечность
Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.) [1]):
Lh=106SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч(C/ Рэ)p /60SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Чn                                                                (4.6.9)
С — динамическая нагрузка по каталогу, (Н)
Рэ — эквивалентная нагрузка, (Н)
р — показатель степени, для роликоподшипников p = 3,33
n — частота вращения; об/мин
Рассчитываем роликоподшипник
Lh = 106SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч (29800/3296)3,33/60 SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч1425 = 1,788 .104 ч
Lh = 1,788 .104 > 24SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 (заданный срок службы)
Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.
д) Расчет на долговечность (тихоходный вал)
1)  Реакции в опорах
2)   Ft = 2SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12ЧT2 /d2 = 2.58942,6/160 = 736,783 Н
Т2 — крутящий момент на ведомом валу, (НSYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Чмм)
d2 — делительный диаметр колеса ,(мм)
Радиальная составляющая
Fr = FtSYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч(tg(SYMBOL 97 \f «Symbol» \s 12a) /cos(SYMBOL 98 \f «Symbol» \s 12b))     =2,747SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 Н
Ft — окружная сила (см. выше), (Н)
SYMBOL 97 \f «Symbol» \s 12a — угол зацепления SYMBOL 97 \f «Symbol» \s 12a = 20
SYMBOL 98 \f «Symbol» \s 12b — угол наклона зубьев (см. п. 4)
Осевые составляющие
FA = Ft SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Чtg(SYMBOL 98 \f «Symbol» \s 12b)=      FA12 = FA21 = 0 Н
Реакции в опорах:
в плоскости XZ
Rrx1 = Rx2 = Ft/2
<shape id="_x0000_i1042" type="#_x0000_t75" o:allowincell=«f»><imagedata src=«76440.files/image034.wmz» o:><img width=«374» height=«48» src=«dopb285266.zip» v:shapes="_x0000_i1042">
в плоскости YZ
<shape id="_x0000_i1043" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«76440.files/image036.wmz» o:><img width=«353» height=«39» src=«dopb285267.zip» v:shapes="_x0000_i1043">
Рассчитаем
Rrx1 = Rx2 =1,228SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 /2=613,983 Н
Ry1 = Ry2= 1,374SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 Н
Определяем суммарные радиальные реакции
<shape id="_x0000_i1044" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«76440.files/image038.wmz» o:><img width=«157» height=«32» src=«dopb285268.zip» v:shapes="_x0000_i1044">
Pr1 = Pr2 =1,505SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 H
Осевые нагрузки для тихоходного вала:
S=e.Fr= 0,36SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч2,747SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 = 988,92 H    
В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:
FaI = S=988,92 H
FaII = S + Fa=988,92 +0 = 988,92 H
Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]
Рэ = V SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч Fr SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч Кб. Kt= 1SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч2,747SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч1,2. 1 = 3296 H 
V — коэффициент, при вращении внутреннего кольца
V = 1
Кб – коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]
Кб = 1,2
Kt — температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]
Kt=1
2) Расчет на долговечность
Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.) [1]):
Lh=106SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч(C/ Рэ)p /60SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Чn                                                      (4.6.9)
С — динамическая нагрузка по каталогу, (Н)
Рэ — эквивалентная нагрузка, (Н)
р — показатель степени, для шарикоподшипников р = 3
n — частота вращения; об/мин
Рассчитываем
шарикоподшипник
Lh=106SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч(C/ Рэ)p /60SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Чn = 106SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч(15300/3296)3/60SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч360 =4,631.104 ч
Lh = 4,631.104 > 24SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч103 (заданный срок службы)
Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.
4.7     Проверка прочности шлицевых и шпоночных соединений Шпонки призматические
Материал шпонки: сталь 45 чисто тянутая
Предел текучести материала шпонки SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sв >600 Н/мм2 см. параграф 8.4 [1]
Допускаемое напряжение смятия [SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12s]см = 70 МПа
1) Ведомый вал
диаметр вала d2 = 28 мм
длина l = 32 мм
высота шпонки h = 7 мм
ширина шпонки b = 8 мм
глубина паза вала t1=4,0 мм
втулки t2=3,3 мм
Проверочный расчет на смятие
Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле (п. 3.3) [7]
SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sсмmax=2SYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12ЧT / dSYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12ЧlSYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Ч(h- t1) < [SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sсм]                                                    (4.7.1)
Т — передаваемый вращающий момент (см. п. 3) (НSYMBOL 215 \f «Symbol» \s 12Чмм)
d — диаметр вала в месте установки шпонки (см. выше) (мм)
h — высота шпонки (см. выше) (мм)
b — ширина шпонки (см. выше); (мм)
l — длина шпонки (см. выше) (мм)
[SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sсм] — допускаемое напряжение смятия при стальной ступице:
Рассчитываем по формуле (4.7.1):
SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sсмmax = 2.58940/28. 32. (7 — 4) = 43 МПа
3аключвние: проверочный расчет шпонки на смятие показал, что напряжение смятия не превосходит допустимого значения. Использование шпонок данного типа и с данными геометрическими параметрами вполне допустимо в рамках проектируемой передачи.
5.8     Проверка опасных сечений быстроходного вала 5hmhffyrw3ZY754FV7THH Определение точек приложения радиальных нагрузок на валу (расстояний L1 и L2)
Определим расстояние от внутреннего кольца подшипника до точки приложения нагрузки
<shape id="_x0000_i1045" type="#_x0000_t75" o:ole="" o:allowincell=«f»><imagedata src=«76440.files/image040.wmz» o:><img width=«383» height=«48» src=«dopb285269.zip» v:shapes="_x0000_i1045">
(см. формулу 9.11 [1])
Коэффициенты T,d,D,e, — размеры подшипника см. выше
а = 16.3
Расстояния L1 и L2 (определяем из первого этапа компоновки редуктора)
L1 = L2 = 61 мм
Материал вала
Сталь 45. Термическая обработка – улучшение
Среднее значение SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sв = 780 Мпа
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12s-1 SYMBOL 64 \f «Symbol» \s 12@ 0,43 *SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12sв
SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12s-1 = 0,43*780 = 335 Мпа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений SYMBOL 116 \f «Symbol» \s 12t-1 = 0.58*SYMBOL 115 \f «Symbol» \s 12s-1
SYMBOL 116 \f «Symbol» \s 12t-1 = 0,58*335 = 193 Мпа
а)Сечение А-А
Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту расчитываем на кручение
<shape id="_x0000_i1046" type="#_x0000_t75" o:ole="" o:allowincell=«f»><imagedata src=«76440.files/image042.wmz» o:><img width=«441» height=«87» src=«dopb285270.zip» v:shapes="_x0000_i1046">
Коэффициент запаса прочности (см. формулу 8.19 [1])
<shape id="_x0000_i1047" type="#_x0000_t75" o:allowincell=«f»><imagedata src=«76440.files/image044.wmz» o:><img width=«314» height=«50» src=«dopb285271.zip» v:shapes="_x0000_i1047">
Aмплитуда нормальных напряжений кручения
Wk – момент сопротивления кручению
<shape id="_x0000_i1048" type="#_x0000_t75" o:allowincell=«f»><imagedata src=«76440.files/image046.wmz» o:><img width=«394» height=«53» src=«dopb285272.zip» v:shapes="_x0000_i1048">
b – ширина шпонки
t1 – глубина паза
Wk = 3,14*263/16-8*4*(26-4)2/2/26 = 3151 мм3
SYMBOL 116 \f «Symbol» \s 12tSYMBOL 117 \f «Symbol» \s 12u= SYMBOL 116 \f «Symbol» \s 12tm = 41446/2/3151 = 6.6 МПа
Из таблиц 8.5; 8.8 [1]
    продолжение
--PAGE_BREAK--