Колесо зубчатое цилиндрическое из стали 45 по ГОСТ 13755-81

Колесо .pdf

Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Взам. инв. № Инв. № дубл.
Радиусы скруглений 6 мм min.
Формовочные уклоны 7 min.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK.

рпз.pdf

В основу методики работы над проектом в четырех стадиях проектирования
(техническом задании эскизном техническом проектах и рабочей документации)
положено его деление на ряд последовательно решаемых задач. Это систематизирует
работу над проектом; создается необходимая ритмичность его выполнения которая
обеспечивает своевременность как сдачи отдельных задач так и защиты проекта.
Проектирование это разработка общей конструкции изделия.
Конструирование это дальнейшая детальная разработка всех вопросов решение
которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную
Проект это документация получаемая в результате проектирования и
Правила проектирования и оформления конструкторской документации
стандартизированы. ГОСТ 2.103-68 устанавливает стадии разработки
конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы
выполнения работ: техническое задание техническое предложение (при курсовом
проектировании не разрабатывается) эскизный проект технический проект рабочая
Техническое задание на проект содержит общие сведения о назначении и
разработке создаваемой конструкции предъявляемые к ней эксплутационные
требования режим работы ее основные характеристики (геометрические силовые
кинематические и др.).
Эскизный проект (ГОСТ 2.119-73) разрабатывается обычно в нескольких (или
одном) вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом в результате
которого отбирается вариант для последующей разработки.
Технический проект (ГОСТ 2.120-73) охватывает подробную конструктивную
разработку всех элементов оптимального эскизного варианта с внесением
необходимых поправок и изменений рекомендованных при утверждении эскизного
Рабочая документация заключительная стадия
Работая над проектом следует провести краткое описание работы привода то есть
произвести кинематические расчеты определить силы действующие на звенья узла
произвести расчеты конструкции на прочность выбрать соответствующие материалы
указать преимущества и недостатки а также особенности конструкции и расчета.
Работу проводить используя действующие стандарты нормали и справочную
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1. Крутящий момент на валу 4: P4 = 10 кВт;
1.2. Угловая скорость вала 4: 4 = 3.9 сек-1;
1.3. Срок службы: L = 10 лет;
1.4. На рис.1 приведена кинематическая схема привода в соответствии с
Рис.1 Кинематическая схема привода
2. Определение мощностей передаваемых валами.
2.1. Значения i для каждой передачи принимаем по рекомендациям см.
а) 1 = 0.97 -КПД зубчатой цилиндрической передачи между валами 1-2.;
б) 2 = 0.97 - КПД убчатой цилиндрической передачи между валами 2-3;
в) под = 0.99 - одной пары подшипников.
г) муф = 0.98 -КПД муфты.;
2.3 Общий КПД привода:
= 1 2 под муф = 0.97 0.97 0.99 0.98 = 0.868
3. Выбор электродвигателя
3.1. Выбор электродвигателя ведем из условия:
где Pдв.тр - требуемая мощность электродвигателя
Pдв.ном - мощность двигателя указанная в каталоге на двигатели
Pдв.тр = P1 = 11.3 кВт
3.2. Характеристика принятого двигателя типа IM1081.
По таблице 24.7 [2 457] по требуемой мощности выбираем трехфазный асинхронный
электродвигатель АИР160S4 единой серии АИР с короткозамкнутым ротором с мощностью
Pэдв = 15 кВт dэл = 48 мм Kп_н = 2 синхронной частотой вращения nсин = 1500 обмин и
скольжением s = 3 % закрытый обдуваемый.
3.3. Скорость вала двигателя
4. Разбивка передаточного числа привода .
4.1. Требуемое число оборотов вала 4 ( n4).
4.1. Требуемое передаточное число привода .
4.2. Передаточное число привода представим в виде
U2_3 := 3.15 -передаточное число зубчатой между валами 2 и 3 передачи по ГОСТ 2185-66; [1 36]
U1_2 := 4 - передаточное число зубчатой между валами 1 и 2;
Uобщ_р = U1_2 U2_3 = 4 3.15 = 12.6
0 = 1.59 % находится в пределах
допустимых значений (-4% ΔU 4%)
5. Расчет частот вращений валов
5.1. Используем зависимость
Вал дв: nдв = 1455 обмин;
Вал 1: n1 := nдв = 1455 обмин;
Вал 4: n4 = n3 = 116 обмин;
5.2 Расчет угловых скоростей валов
6. Расчет крутящих моментов
6.2. Расчет сведен в таблицу 1
Передаточное Крутящий момент Мощность на
7.1. Расчеты Pi Ti ni являются предварительными и могут быть изменены и уточнены при
дальней ших расчетах привода.
7.2. Данные таблицы 1 являются исходными данными для дальнейших расчетов.
Расчет цилиндрической зубчатой передачи между валами 1-2.
Срок службы передачи: L = 10 лет;
График нагрузки рис 3.
α2 := 0.4 α3 := 0.3 α4 := 0.3 1 := 0.75 2 := 0.4 KГ := 0.2 KС := 0.3
Коэффициенты α1 := 10
Рис 3. График нагрузки.
1.2 Время работы передачи: ts = L 365 KГ 24 KС = 10 365 0.2 24 0.3 = 5255.0 часов;
1.3. Определение коэффициентов эквивалентности для графика нагрузки ( NHE):
NHE1 = 60 10 364.0 5255.0
NFE1 = 60 10 364.0 5255.0
C := 1 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за один его оборот;
NHG := 100 10 циклов - базовое число циклов напряжений; рис. 4.6
1.5. Коэффициент долговечности KHd1 =
= 0.746 => KHd1 := 1
1.6. Коэффициент долговечности по изгибу( KFd):
NFG := 4 10 - база изгибных напряжений;
При любых значениях NHE коэффициент контактной
долговечности должен находиться в пределах 1 ≤ K Fd1 ≤ 1.3 тогда примем KFd1 = 1
2.1. Примем для шестерни сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость (полагая
что диаметр заготовки шестерни не превысит 90 мм. т. 3.3 [1]) HB1 := 220
2.1. Примем для колеса сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость
2.1.2. Механические характеристики стали 45
в1 := 780 МПа- предел прочности
T1 := 440 МПа- предел текучести
2.3. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного выкрашивания
и изгибным напряжениям.
[]H01 = 2HB1 + 70 = 2 220 + 70 = 510.0 МПа;
[]H02 = 2HB1 + 70 = 2 220 + 70 = 510.0МПа;
3.1. Определяем коэффициент нагрузки ( KH KF);
3.2 Предворительное значение окружной скорости по формуле (V'):
Cv := 15 по табл. 4.9 [4. 95];
a := 0.315 - коэффициент ширины по табл. 3.3 [4. 53];
3.3 Степень точности по табл. 4.10 [4. 96]:
Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:
3.4 Коэффициенты нагрузки на контактную выносливость.
По таб. 4.7 (1. 93] определяем коэффициент концентрации KH0 := 1.17
x := 0.75 таб. 4.1 [4. 77].
KH := KH0 ( 1 x) + x = 1.042
По рис. 4.7 [4. 92] определяем коэффициент распределения нагрузки KHα := 1.1
По таб. 4.11 [4. 96] определяем коэффициент динамичности: KHv := 1.1
тогда: KH := KHα KH KHv = 1.261
3.5 Коэффициенты нагрузки на изгибную выносливость
3.5.1 По таб. 4.8 [4. 94] определяем коэффициент концентрации: KF0 := 1.15
x := 0.5 таб. 4.1 [4. 77].
KF := KF0 ( 1 x) + x = 1.075
3.6 Определяем коэффициент распределения нагрузки: KFα := 1 [4. 92]
3.7 По таб. 4.12 [4 97] определяем коэффициент динамичности KFv := 1.04
тогда: KF := KFα KF KFv = 1.12
4.1 Предварительное межосебое расстояние по формуле:
K := 300 - для прямозубых передач
0 281.0 10 = 143.0 мм
Принимаем с соответствии с единым рядом глабных параметров [451] стандартное значение:
ГОСТ 2185-66 αw. := 140 мм
= 4.27 мс см [4. 98]
4.2 Фактические контактные напряжения
b2 := 45 мм - ширина колеса
5.1 Следующии этап - определение модуля.
5.2 Окружная сила по формуле
) = 281.0 103 (4 + 1) = 2508.0 Н
Mодуль по формуле ( mn):
ширина шестерни по формуле: b1 := 1.12 b2 = 50.4
примем b1. := 50 мм;
для прямозубых передач
Полученное значение модуля округляем до ближайшего в соответствии с единым рядом главных
параметров [4 53]; mn. := 2 мм.
6 Определение чисел зубьев.
Суммарное число зубьев.
Число зубьев шестерни
Фактическое передаточнре число
= 4 а принятое U1_2 = 4
Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни ( F1):
Приведенное число зубьев:
Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101] YF1 := 3.2
08.0 1.12 = 89.9 МПа а допускаемое []F1 = 467 МПа;
Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса ( F2):
Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101] YF2 := 3.1
08.0 1.12 = 96.8 МПа а допускаемое
Условия прочности изгибу колес выполнено.
7 Геометрический рачсчет
Делительные диаметры:
шестерни: d1 = mn. Z1 = 2 28 = 56.0 мм; см [4. 108]
колеса: d2 = mn. Z2 = 2 112 = 224.0 мм;
= 140 = αw. = 140 мм
Диаметры вершин колес;
шестерни da21 := d1 + 2 mn. ( 1 + 0.1) = 60.4 см [4. 108]
колеса da22 := d2 + 2 mn. ( 1 + 0.1) = 228.4
Диаметры впадин колес;
шестерни df1 := d1 2 mn. ( 1.25 0.1) = 51.4 см [4. 108]
колеса df2 := d2 2 mn. ( 1.25 0.1) = 219.4
8 Усилия участвующие в зацеплении.
Окружное усилие Ft1 := Ft2 = 2508 Н см [4. 109]
Осевое усилие Fa1 = 0 Н см [4. 109]
Радиальное усилие Fr1 = Ft2 tan 20
= 913.0 Н см [4. 109]
9. Расчет сведен в таблицу 3
10. Конструирование зубчатого цилиндрического колеса
Исходные данные для расчета:
Диаметр вала dвал1 := 50 мм;
Ширина зубчатого венца b2 = 45 мм;
Окружной модуль зубьев mn. = 2 мм;
Конструирование колеса
10.1 Длина посадочного отверстия колеса ( lст1)
lст1 := 1.1 dвал1 = 1.1 50 = 55.0 => lст1 := 55 мм
10.2 Диаметр dст1 назначают в зависимости от материала
для стали dст1 := 1.53 dвал1 = 1.53 50 = 76.5 мм => dст1 := 80 мм
10.3 Ширина S торцов зубчатого венца
S1 := 2.22 mn. + 0.05 b2 = 2.22 2 + 0.05 45 = 6.69 => S1 := 7 мм
10.4 На торцах зубчатого венца выполняют фаски
F1 := 0.5 mn. = 1 мм
C1 := 0.5 S1 + Sст1 = 0.5 ( 7 + 15.0) = 11.0 > 0.25 b2 = 11.25
Sст1 := 0.5 dст1 dвал1 = 0.5 ( 80 50) = 15.0 мм
Расчет цилиндрической зубчатой передачи между валами 2-3.
1.1. Время работы передачи: ts = L 365 KГ 24 KС = 10 365 0.2 24 0.3 = 5255.0 часов;
1.2. Определение коэффициентов эквивалентности для графика нагрузки ( NHE):
NHE1 = 60 10 116.0 5255.0
75 851.0 0.3 + 0.4 851.0 0.3
NFE1 = 60 10 116.0 5255.0
1.4. Коэффициент долговечности KHd1 =
1.5. Коэффициент долговечности по изгибу( KFd):
При любых значениях NHE коэффициент
2.1. Примем для шестерни сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость
(полагая что диаметр заготовки шестерни не превыси т 90 мм. т. 3.3 [1]) HB1 := 220
2.1.4. Механические характеристики стали 45
2.2. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного
выкрашивания и изгибным напряжениям.
[]H01 = 2HB1 + 70 = 2 220 + 70 = 510.0 МПа; табл. 3.2 [1. 34]
3.1.3 Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:
0 851.0 10 = 201.0 мм
ГОСТ 2185-66 αw. := 200 мм
= 0.585 мс см [4. 98]
4.3 Фактические контактные напряжения
b2 := 60 мм - ширина колеса
% не находится в пределах допустимых значений -5% Δ 15%
) = 851.0 103 (3.15 + 1) = 5605.0 Н
ширина шестерни по формуле: b1 := 1.12 b2 = 67.2
примем b1. := 65 мм;
= 3.17 а принятое U2_3 = 3.15
08.0 1.12 = 69.1 МПа а допускаемое []F1 = 467 МПа;
08.0 1.12 = 72.6 МПа а допускаемое
шестерни: d1 = mn. Z1 = 2 48 = 96.0 мм; см [4. 108]
колеса: d2 = mn. Z2 = 2 152 = 304.0 мм;
= 200 = αw. = 200 мм
шестерни da21 := d1 + 2 mn. ( 1 + 0.1) = 100.4 см [4. 108]
колеса da22 := d2 + 2 mn. ( 1 + 0.1) = 308.4
шестерни df1 := d1 2 mn. ( 1.25 0.1) = 91.4 см [4. 108]
колеса df2 := d2 2 mn. ( 1.25 0.1) = 299.4
Окружное усилие Ft3 := Ft4 = 5605 Н см [4. 109]
Осевое усилие Fa3 = 0 Н см [4. 109]
Радиальное усилие Fr3 = Ft4 tan 20
= 2040.0 Н см [4. 109]
Диаметр вала dвал2 := 75 мм;
Ширина зубчатого венца b2 = 60 мм;
10.1 Длина посадочного отверстия колеса ( lст2)
lст2 := 1.1 dвал2 = 1.1 75 = 82.5 => lст2 := 85 мм
10.2 Диаметр dст2 назначают в зависимости от материала
для стали dст2 := 1.53 dвал2 = 1.53 75 = 115.0 мм => dст2 := 115 мм
S2 := 2.22 mn. + 0.05 b2 = 2.22 2 + 0.05 60 = 7.44 => S2 := 8 мм
F2 := 0.5 mn. = 1 мм
Sст2 := 0.5 dст2 dвал2 = 0.5 ( 115 75) = 20.0 мм
C2 := 0.5 S2 + Sст2 = 0.5 ( 8 + 20.0) = 14.0 > 0.25 b2 = 15
Придворительный расчет и конструирование валов.
1 Вал 1 - ведущий вал зубчатой быстроходной передачи
конструкция шестерни - неразборный выполнен ввиде вал-шестерня
adm := 20 МПа - для быстроходного вала
Примем dв1 = 45 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и для
удобства соединения с валом электродвигателя)
dв2 ≥ dв1 + 2 tкон где tкон = 2 мм- высота заплечника
dв2 = dв1 + 2 tкон = 45 + 2 2 = 49 мм
примем dв2 = 50 мм (с учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников
dв3 ≥ dв2 + 3 r где r = 2 мм координата фаски подшипника.
dв3 = dв2 + 3 r = 50 + 3 2 = 56 мм
примем dв3 = 55 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
dв4 = dв3 = 55 мм; dв5 = dв2 = 50 мм;
Предворительная компановка вала 1 представлена на рис 7.
Рис 7. Предворительная компановка вала 1
2 Вал 2 - ведомый вал 1 ступени и ведущий вал зубчатой передачи 2 ступени
Конструкция вала - выполнен в виде вала-шестерни для 2 ступени и отдельно от зубчатого
Примем dв6 = 45 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и с учетом
сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)
dв7 ≥ dв6 + 2 tцил где tцил = 2.5 мм- высота заплечника
dв7 = dв6 + 2 tцил = 45 + 2 2.5 = 50 мм
примем dв7 = 50 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и с учетом
удобного демонтажа подшипников и наличии упорной втулки)
dв8 ≥ dв7 + 2 tцил где tцил = 3 мм- высота заплечника
dв8 = dв7 + 2 tцил = 50 + 2 3 = 56 мм
примем dв8 = 55 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
Предворительная компановка вала 2 представлена на рис 8.
Рис 8. Предворительная компановка вала 2
3 Вал 3 - ведомый вал зубчатой цилиндрической передачи (ступень 2). Конструкция вала выполнен раздельно от ведомого колеса.
Примем dв14 = 60 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
dв14 ≥ dв14 + 3 r где r = 3 мм- координата фаски подшипника.
dв14 = dв14 + 3 r = 60 + 3 3 = 69 мм
примем dв16 = 70 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и с учетом
dв13 ≥ dв14 + 2 tцил где tцил = 3 мм высота заплечника
dв13 = dв14 + 2 tцил = 69 + 2 3 = 75 мм
примем dв13 = 75 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и с учетом удобного
демонтажа подшипников и наличия упорной втулки)
dв12 ≥ dв13 + 2 tцил где tцил = 3 мм высота заплечника
dв12 = dв13 + 2 tцил = 75 + 2 3 = 81 мм
примем dв12 = 80 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
dв11 := dв14 = 69 мм
Предворительная компановка вала 3 представлена на рис 9.
Рис 9. Предворительная компановка вала 3

Колесо .cdw

Радиусы скруглений 6 мм min.
Формовочные уклоны 7
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK.
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения