Расчет первой ступени редуктора

 

 

Исходные данные: U₁ = 2, 44; Т₂ = 130, 4 Н·м; n₂ = 295, 1 об/мин.

Диаметр внешней делительной окружности колеса [1]:

 

d_e2 ≥ 1, 75 · 10⁴   = 1, 75 · 10⁴  = 0, 224 м

 

ν _Н = 0, 85 – для прямозубых колес [1].

К_Нβ = К_Нβ ⁰ = 1, 9 - табл. 2.3 [1].

Ψ _d = 0, 166  = 0, 166  = 0, 44

Т_НЕ2 = К_НД Т₂ = 0, 78 · 130, 4 = 101, 7 Н·м

 

Угол делительного конуса колеса:

 

δ ₂ = arctg(U₁) = arctg 2, 44 = 67, 7º; sinδ ₂ = sin 67, 7 = 0, 93

 

Конусное расстояние:

 

R_e = d_e2 / 2sin(δ ₂) = 224 / 2 · 0, 93 = 120, 4 мм

 

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:

 

b = 0, 285R_e = 0, 285 · 120, 4 = 34, 3 мм

 

Внешний торцовый модуль:

 

m_e ≥

K_Fβ = K_Fβ ⁰(1 - Х) + Х = 1, 67 (1 – 0, 5) + 1 = 1, 835

K_Fβ ⁰ = 1, 67 – табл. 2.6 [1].

X = 0, 5 [1].

 

v_F = 0, 85 – для прямозубых колес,

 

Т_FЕ2 = К_FД Т₂ = 1 · 130, 4 = 130, 4 Н·м

m_e =  = 0, 002 м

Число зубьев колеса и шестерни:

 

z₂ = d_e2 / m_e = 224 / 2 = 112

z₁ = z₂ / U₁ = 112 / 2, 44 = 46

 

Фактическое передаточное число:

 

U_1ф = z₂ / z₁ = 112/46 = 2, 43

 

Отклонение от заданного передаточного числа: 0, 4% < 4%

Определим окончательные размеры колес.

Углы делительных конусов колеса и шестерни.

 

δ ₂ = arctg(U₁) = arctg 2, 43 = 67, 6º; δ ₁ = 90º - δ ₂ = 22, 4º

cos δ ₂ = cos 67, 6º = 0, 38; cos δ ₁ = cos 22, 4º = 0, 92; sin δ ₁ =; sin 22, 4° = 0, 38.

 

Делительные диаметры:

 

d_e1 = m_e z₁ = 2 · 46 = 92 мм;

d_e2 = m_e z₂ = 2 · 112 = 224 мм.

 

Внешние диаметры:

 

d_ae1 = d_e1 + 2(1 + X_e1) m_e cosδ ₁ = 92 + 2(1+0, 22) 2 · 0, 92 = 96, 5 мм

d_ae2 = d_e2 + 2(1 + X_e2) m_e cosδ ₂ = 224 + 2(1 – 0, 22) 2 · 0, 38 = 225, 2 мм

X_e1 = 0, 22; X_e2 = - X_e1 = -0, 22 – коэффициенты смещения, табл. 2.10 [1].

 

Размеры заготовок колес:

 

D_заг = d_е2 + 2m + 6 = 224 + 2 · 2 + 6 = 234 мм > D_пред = 125 мм

S_заг = 8m_e = 8 · 2 = 16 мм ≤ S_пред = 80 мм

 

Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с D_пред = 315 мм

Силы в зацеплении:

 

F_t =  =  = 1358 H – окружная сила в зацеплении.

d_m2 = 0, 857 d_e2 = 0, 857 · 224 = 192 мм

 

F_r1 = F_a2 = F_t · tgα · cos δ ₁ = 1358 · tg 20º · 0, 92 = 455 H

F_a1 = F_r2 = F_t · tgα · sin δ ₁ = 1358 · tg 20º · 0, 38 = 188 H

 

Напряжения изгиба в зубьях колеса.

 

σ _F2 = 1, 17Y_F2  K_Fβ K_Fv ≤ [σ ]_F2

 

Напряжения изгиба в зубьях шестерни.

 

σ _F1 = σ _F2 Y_F1 / Y_F2 ≤ [σ ]_F1

K_Fβ = 1, 835

 

Окружная скорость в зацеплении:

 

V =  = 3, 14 · 0, 192 · 295, 1 / 60 = 2, 97 м/с

K_Fv = 1, 5 – табл. 2.7 [1].

Эквивалентные числа зубьев:

 

z_v2 = z₂ / cos δ ₂ = 112 / 0, 38 = 294, 7

z_v1 = z₁ / cos δ ₁ = 46 / 0, 92 = 50

 

Y_F1 = 3, 57, Y_F2 = 3, 62 – табл. 2.8 [1].

σ _F2 = 1, 17 · 3, 62  1, 835 · 1, 5 = 232 МПа ≤ [σ ]_F2 = 256 МПа

σ _F1 = 232 · 3, 57 / 3, 62 = 229 МПа ≤ [σ ]_F1 = 294 МПа

 

Условие выполняется.

Расчетное контактное напряжение:

 

σ _Н = 1, 9 · 10⁶  ≤ [σ ]_H,

К_Нv = 1, 2 – табл. 2.9 [1].

Т_НЕ2 = К_НД Т₂ = 0, 78 · 130, 4 = 101, 7 Н·м

σ _Н = 1, 9 · 10⁶ = 462 МПа ≤ [σ ]_H = 514 МПа,

 

Условие выполняется.

 

Основные размеры корпуса и крышки редуктора

 

По рекомендациям [1] в качестве материала корпуса выбираем:

СЧ15 ГОСТ 1412-85.

Толщина стенки корпуса:

 

δ = 2, 6 ≥ 6 мм

δ = 2, 6  = 6, 4 мм

Принимаем: δ = 6, 7 мм – табл. 24.1 [1].

Толщина стенки крышки корпуса: δ ₁ = 0, 9δ = 0, 9 · 6, 7 = 6, 03

Принимаем: δ ₁ = 6 мм – табл. 24.1 [1].

Толщина поясов стыка:

 

b = 1, 5δ = 1, 5 · 6, 7 = 10, 05 мм; b₁ = 1, 5δ ₁ = 1, 5 · 6 = 9 мм

 

Принимаем: b = 10 мм; b₁ = 9 мм – табл. 24.1 [1].

Размеры конструктивных элементов из [1]:

 

f = (0, 4…0, 5) δ ₁ = (0, 4…0, 5) · 6 = 2, 4…3 мм; f = 3 мм.

l = (2…2, 2) δ = (2…2, 2) · 6, 7 = 13, 4…14, 74 мм; l = 14 мм.

 

Из [1] в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени определяем диаметры болтов крепления крышки редуктора и отверстия под них:

Болт: М12; d₀ = 13 мм.

Ширина фланца корпуса и крышки:

 

К = 2, 7d = 2, 7 · 12 = 32, 4 мм; К = 32 мм – табл. 24.1 [1].

К₁ = 2, 2d = 2, 2 · 12 = 26, 4 мм; К = 26 мм – табл. 24.1 [1].

 

Диаметры штифтов:

 

d_шт = (0, 7…0, 8)d = (0, 7…0, 8) · 12 = 8, 4…9, 6 мм; d_шт = 10 мм

 

Диаметры болтов крепления корпуса редуктора на раме:

 

d_к = ≥ 12 мм

d_к =  = 9, 06 мм; берем: М12

Толщина фланца крепления редуктора на раму:

g = 1, 5 d_к = 1, 5 · 12 = 18 мм.

 

Диаметр болтов крепления крышек подшипников:

 

 d_п = (0, 7…0, 75)d_к = (0, 7…0, 75) · 12 = 8, 4…9 мм; берем М10.

 

Проектный расчет валов, подбор подшипников

 

Расчет ведем по ГОСТ 24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69 и рекомендациями [1].

В качестве материала валов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].

Проектный расчет быстроходного вала.

Диаметр вала:

 

d_б ≥ (7…8)  = (7…8)  = 26, 7…30, 5

 

Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого d_Д = 38 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно d_M ≈ 0, 75d_Д. Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал d = 30 мм.

Диаметр под подшипники:

 

d^б_п ≥ d_б + 2t = 30 + 2 · 2, 5 = 35 мм, где t = 2, 5 из [1].

 

Принимаем: d^б_п = 35 мм (ГОСТ 27365-87).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7207 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 48, 4 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 32, 5 кН.

 

d_бп ≥ d^б_п + 3r = 35 + 3 · 2, 5 = 42, 5 мм; принимаем: d_бп = 42 мм.

 

Проектный расчет промежуточного вала.

Диаметр вала:

 

d_пр ≥ (6…7)  = (6…7)  = 30, 4…35, 5

 

Принимаем: d_пр = 36 мм

Диаметр под подшипники:

 

d^б_пр = d_пр – 3r = 36 - 3 · 2, 5 = 28, 5 мм, где r = 2, 5 из [1].

 

Принимаем: d^б_пр = 30 мм (ГОСТ 27365-87).

 

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 7206 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 30 мм, D = 62 мм, b = 16 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 38 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 25, 5 кН.

 

По [1] определяем остальные конструктивные размеры:

 

d_бк ≥ d_пр + 3f = 36 + 3 · 1, 2 = 39, 6 мм; принимаем: d_бк = 40 мм.

d_бп ≥ d^б_пр + 3r = 30 + 3 · 2 = 36 мм; принимаем: d_бп = 36 мм.

 

Проектный расчет тихоходного вала.

Диаметр вала:

 

d_т ≥ (5…6)  = (5…6)  = 35, 9…43, 1

 

Принимаем: d_т = 42 мм

Диаметр под подшипники:

 

d^б_т ≥ d_т + 2t = 42 + 2 · 2, 8 = 47, 6 мм, где t = 2, 8 из [1].

 

Диаметр под подшипники принимаем d^б_т = 50 мм (ГОСТ 8338-75).

Учитывая отсутствие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный 310 ГОСТ 8338-75 [2].

Его размеры: d = 50 мм, D = 110 мм, b = 27 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 61, 8 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 36 кН.

 

d_бп ≥ d^б_т + 3r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; принимаем: d_бп = 60 мм.

 

По имеющимся данным, основываясь на рекомендациях [1] проводим эскизную компоновку редуктора (см. приложение).

 

⇐ Предыдущая1234Следующая ⇒

Поделиться: