Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Казанский национальный исследовательский технический университет им. А. Н. Туполева

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

2016_1222_17_00_-_Egorov_S_S.doc

Скачиваний:

Добавлен:

01.07.2025

Размер:

4.44 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 23 / 43 4 > Следующая >>>

2.Расчет механических передач [1].

2.1. Расчет быстроходной (косозубой) передачи (БП) редуктора

Исходные данные

Табл.1


13197.6	2880	30	62

74639.9	496.6	30	62

2.1.1. Конструктивные ограничения.

2.1.1.1. Конструктивные ограничения по условии отдельного изготовления шестерни от вала.

Крутящий момент на шестерни от вала передается через ШПОНКИ.

2.1.1.2. Конструктивное ограничение по сборки конструкции.

Между подшипниками должны быть установлены болты подшипниковых опор (узлов).

d_Б=12мм (d_Б – диаметр болта)

По итогам конструктивных ограничении принимаем

Расчетный межосевой расстояние соответствие конструктивных ограничении должно лежать от 197.2 мм до 247.2мм.

2.2. Получение геометрических размеров и материалов в соответствии с наложенными ограничениями.

Ψ_b_a - коэффициент относительный ширины передач.

- коэффициент неравномерности нагрузки.

- допускаемая контактная напряжения

- базовый предел выносливости поверхностей зубьев по контактным напряжениям для пульсирующего (П-го) цикла, значения которого приведены в табл.4 [1]

- коэффициент безопасности, который можно принять:

- для случая нормализации, улучшения и объемной закалки;

- коэффициент долговечности, зависящий от характера нагрузки и от числа циклов нагружения зубьев. Коэффициент ограничивают в пределах:

, берем =1.

2.2.1. Определение модуль зацепления из полученного межосевого расстояние.

z₁=20…30=30 мм

мм

Полученное значение модуля округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 9563-80 табл.14

После округления m=2

2.2.2.

Проверяем условия отдельного изготовления.

Условие отдельного изготовления выполняется.

2.2.3. По найденным геометрическим размером определяем действие контактные напряжения.

- определяется по графику рис.5 [1].

- учитывает расположение относительно опор на валу и жесткость вала, при этом накладывает ограничения на жесткость вала по прогибу в делах от модуля.

(степень точности 7-я)

- скорость зацепления.

- проверим условия рациональности использования свойств материала зубчатой передачи.

-удовлетворяет конструктивным условиям , так как метал самый мягкий

2.2.4. Расчет механических передач на изгибную прочность

- коэффициент, учитывающий форму зуба, берется из табл.15.

- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев.

- коэффициент, учитывающий одновременное участие зацепления.

- коэффициент нагрузки для расчета по изгибным напряжениям, представляющий собой произведение двух коэффициентов:

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта

- коэффициент динамической нагрузки берется из табл.16 для 7-ой степени точности

Зная все значения коэффициентов, определим

Н/мм²

2.2.5. Определение сил в зацеплении.

Косозубы цилиндрические передачи сил в зацеплении раскладывают на три

составляющие:

F_t – окружное усилие на звездочке, Н.

F_r – радиальное усилие на косозубой колесе, Н.

F_a – осевое усилие, Н.

Сосредоточенный изгибающий момент действует на вал от осевой сил в зацеплении.

2.2.6. Итоговая таблица.

БП	шестерня (индекс 1)	колесо ( индекс 2)
Материал	Сталь35
НВ	135
T, мм	13197,6		74639,9
m_n, мм	2
_W, мм	208,2
n, мм	2880	496,6
z, мм	30	174
d, мм	61,22	355,1
d_a, мм	65,22	359,1
d_f, мм	56,22	350,1
в, мм	45,44	39,44
, Н	420,4
, Н	156,1
, Н	85,5
, Н	2617,2	15180,53

2.2.7. Расчет механических передач, сделанный с помощью программы КОМПАС-3D V16

2.2.7.1.Быстроходная передача

2.1.2.8.Быстроходная передача

Табл. 2.1.3. Геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи

внешнего зацепления БП

Продолжение табл. 2.1.3.

Табл. 2.1.4. Расчет на прочность при действии максимальной нагрузки

цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления БП

Табл. 2.1.5. Расчет на выносливость по ГОСТ 21354-87 цилиндрической зубчатой

передачи внешнего зацепления БП

2.2. Расчет тихоходной передачи (ТП) редуктора

Исходные данные

Табл. 2.2.1.


74639,9	496,6	30	62

218344,1	165,5	40	90

359,1

2.2.2. Конструктивные ограничения.

Зазор колеса, болт между подшипниками, шестерни отдельно от вала.

Проверяем условие отдельного изготовления шестерни.

Проверяем условие сборки подшипника

Проверяем условие сборки между валом и колесом

Расчетное межосевое расстояние должно лежать в диапазоне

от

2.2.3. Получение геометрических размеров и материалов в соответствии с наложенными ограничениями.

Ψ_b_a - коэффициент относительный ширины передач.

- коэффициент неравномерности нагрузки.

- допускаемое контактное напряжение

- базовый предел выносливости поверхностей зубьев по контактным напряжениям для пульсирующего (П-го) цикла, значения которого приведены в табл.4

- коэффициент безопасности, который можно принять:

- для случая нормализации, улучшения и объемной закалки;

, берем =1.

2.2.3.1. Определение модуль зацепления из полученного межосевого расстояния.

Полученное значение модуля округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 9563-80 табл.14

После округления мм.

2.2.3.2. Определяем геометрические размеры передачи по стандартному модулю

Проверяем условия отдельного изготовления.

Условие отдельного изготовления выполняется.

2.2.4. По найденным геометрическим размерам определяем действия контактных напряжений.

- определяется по графику рис.5 [1].

(степень точности 7-я)

- скорость зацепления.

- проверим условия рациональности использования свойств материала зубчатой передачи.

2.2.5. Расчет механических передач на изгибную прочность

- коэффициент, учитывающий форму зуба, берется из табл.15.

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта

- коэффициент динамической нагрузки берется из табл.16 для 7-ой степени точности

Зная все значения коэффициентов, определим

Н/мм²

2.2.6. Определение сил в зацеплении.

Прямозубые цилиндрические передачи сил в зацеплении раскладывают

на 2 составляющие:

– окружное усилие на звездочке

– радиальное усилие

2.2.7. Итоговая таблица.

Табл. 2.2.2.

ТП	шестерня (индекс 1)	колесо (индекс 2)
НВ	180	135
Сталь	35	35
, мм	74639,9	218344,1
, мм	4
, мм	240
, мм	496,6	165,5
, мм	30	90
, мм	120	360
, мм	128	368
, мм	110	350
, мм	48	54
, Н	1213
, Н	441,5

2.2.8. Расчет механических передач, сделанный с помощью программы

КОМПАС-3D V16

2.2.9.Тихоходная передача

Табл. 2.2.3. Геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи

внешнего зацепления ТП

Продолжение табл. 2.2.3.

Табл. 2.2.4. Расчет на прочность при действии максимальной нагрузки

цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления ТП

Табл. 2.2.5. Расчет на выносливость цилиндрической зубчатой передачи

внешнего зацепления ТП

2.3. Расчет открытой передачи (ОП) редуктора

Исходные данные

Табл. 2.3.1.


218344,1	165,5	40	90

688257,4	50,2	60	130

2.3.2. Определение среднего окружного модуля

- средний окружной модуль

- коэффициент, учитывающий форму зуба, берется из табл.15[1]

- коэффициент нагрузки для расчета по изгибным напряжениям

=1.2

=18…24=24

- коэффициент ширины зубчатого венца.

мПа

мм

- ширина передачи

2.3.3. Диаметр делительных окружностей колес

– межосевое расстояние.

мм

2.3.4. Окружная скорость в зацеплении

- определяется по графику рис.5 [1].

мм

- проверим условия рациональности использования свойств материала зубчатой передачи.

2.3.5. Определение сил в зацеплении

2.3.6. Итоговая таблица.

Табл. 2.3.2.

ОП	шестерня (индекс 1)	колесо (индекс 2)
НВ	185	135
Сталь	35	35
, мм	218344,1	688257,4
, мм	4,5
, мм	234
, мм	165,5	50,2
, мм	24	80
, мм	108	360
, мм	50	45
, Н	1911,8
, Н	695,8