Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0057 / рпз

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

10.02.2023

Размер:

510.4 Кб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 32 3 > Следующая >>>

Прочностьпоконтактнымнапряжениямсоблюдается.

4.8.КПД червячной передачи (η)

ρ = 1.06 0 -приведенныйуголтренияприvск = 0.27

м/с

tan γw

tan 7.13

η =

180

100 =

180

100 = 86.9 %

tan (γw

ρ)

tan (7.13

1.06)

180

4.9.Силы действующие взацеплении

4.9.1Окружнаясиланаколесеравнаяосевой силеначервяке:

Ft2

2 T2 103

2 494 103

= 3430.0 H

288.0

Fa1 = Ft2 = 3430

4.9.2Окружнаясиланачервякеравнаяосевойсиле наколесе:

Ft1

2 T2 103

2 494 103

= 15437.0

64.0

Fa2 = Ft1 = 15437 Н

4.9.3Радиальнаясила

Fr2

Ft2

tan

3430.0 tan 20

= 1248.0 Н

180

Fr1 = Fr2 = 1248 Н

4.10.Проверяемпрочность понапряжениямизгиба.(σF)

4.10.1Коэффициент формызубаYF

= 36.8

потаблицесоответствует YF := 1.4

[1,36]

cos γw

cos 7.13

180

γw

Ft2

cos

3430.0

1.4

cos

7.13

σF

180

15.8 МПа

b2 m cos(γ)

38 8 cos(0.124)

Допускаемое [σ]F = 86.8

МПа

Условие σF ≤ [σ]F выполняется

4.11.Проверочный расчетнапрочность зубьевчервячногоколесапри действии пиковой нагрузки

4.11.1Коэффициент перегрузкиКпер = 2 позаданию

4.11.2Проверка на контактнуюпрочность

σHmax = σH. Кпер = 508.0 2 = 718.0 МПа <[σ]Hmax = 800 МПа

4.11.3 Проверка напрочность поизгибу

σFmax = σF Кпер = 15.8 2 = 31.6 МПа <[σ]Fmax = 160 МПа

5Придворительный расчети конструирование валов.

5.1Конструирование вала1- ведущий валчервячной передачи,конструкция червяка - выполненраздельно отвала.

Диаметр:

dв1 = 7 3T1 = 7 316.6 = 17.9 мм

Примем dв1 = 22 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ6639-69) dв2 ≥ dв1 + 2 tцил где tцил = 1.5 мм-высотазаплечника

dв2 = dв1 + 2 tцил = 22 + 2 1.5 = 25 мм

примем dв2 = 25 мм (с учетомсдантарта диаметров ГОСТ6639-69и принимая из ряда

стандарных диаметров внутренней обоймыподшипников ГОСТ8338-75) dв3 ≥ dв2 + 3 r где r = 2 мм координата фаскиподшипника.

dв3 = dв2 + 3 r = 25 + 3 2 = 31 мм

примем dв3 = 35 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ6639-69) Предворительная компановка вала 1представлена на рис 3.

Рис3.Предворительнаякомпановкавала1

5.2Конструирование вала2- ведомый валчервячной передачи. Конструкция вала - отдельноот зубчатогоколеса.

Диаметр:

dв5 = 5 3T2 = 5 3494 = 39.53 мм

Примем dв5 = 45 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ6639-69)

dв6 ≥ dв5 + 2 tцил	где tцил = 3.5	мм-высотазаплечника
dв6 = dв5 + 2 tцил	= 45 + 2 3.5	= 52 мм

примем dв6 = 50 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ6639-69и с учетом

сдантарта диаметров внутренней обоймыподшипников ГОСТ8338-75) dв7 ≥ dв6 + 3 f где f = 1.2 ммразмерфаски колеса

dв7 = dв6 + 3 f = 50 + 3 1.2 = 53.6 мм

примем dв7 = 56 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ6639-69)

примем dв8 = 66 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ6639-69) Предворительная компановка вала 2представлена на рис 4.

с. 45[2]

				Рис 4. Предворительная компановка вала 2
5.3Вал3приводной вал
Конструкция вала - выполнен отдельноот звездочек.
Диаметр:
dв20 = 4 3	T3 = 4 3			= 32 мм
			512
Примем dв20 = 48 мм
dв21 ≥ dв20 + 2 tцил		где tцил = 2 мм-высотазаплечника
dв21 = dв20 + 2 tцил		= 48 + 2 2 = 52 мм
примем dв21 = 52 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ6639-69и с
учетомсдантартавнутреннихдиаметровманжет)
dв22 ≥ dв21 + 2 tцил		где tцил = 1.5 мм-высотазаплечника
dв22 = dв21 + 2 tцил		= 52 + 2 1.5 = 55 мм			с. 45[2]
примем dв22 = 55 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ6639-69)
dв23 ≥ dв22 + 2 tцил		где tцил = 3.5 мм-высотазаплечника
dв23 = dв22 + 2 tцил		= 55 + 2 3.5 = 62 мм

примем dв23 = 60 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ6639-69) dв24 ≥ dв23 + 3 f где f = 2 ммразмерфаски ступицы звездочки

dв24 = dв23 + 3 f = 60 + 3 2 = 66 мм Примем dв24 = 64 мм

dв25 ≥ dв24 + 3 f где f = 2 ммразмерфаски ступицы звездочки dв25 = dв24 + 3 f = 64 + 3 2 = 70 мм

Примем dв25 = 70 мм

6.Предварительный выборподшипникови торцевыхкрышек.

Согласнос.50-51[2] выбираем подшипники,с. 465,табл. 24.16[2]:

6.1Выборподшипниковпод вал1

Таккакна валуприсутствует осевая нагрузка примем роликовый конический однорядный подшипник1027305А ГОСТ27365-87рис 6.

Рис 6. Подшипник1027305А ГОСТ27365-87.

посадочныйдиаметрвнутреннейобоймыdв2 = 25 мм посадочный диаметрнаружней обоймыdв4Н = 62 мм ширина 17мм 44статическаягрузоподъемность С01 = 28 кН

динамическая грузоподъемность С1 = 41.8 кН

6.2Выборподшипниковпод вал2

Таккакна валуприсутствует осевая нагрузка примем роликовый конический однорядный

подшипник7210АГОСТ27365-87рис 8. посадочныйдиаметрвнутреннейобоймыdв6 = 50 мм

посадочный диаметрнаружней обоймыdв6Н = 90 мм

ширина 21.75мм статическаягрузоподъемность С03 = 55 кН

динамическая грузоподъемность С3 = 70 кН

Рис 8. Подшипник7210АГОСТ27365-87.

6.2Выборподшипниковпод вал3

Таккакрастояниемеждуопорамивалабольшое,предпологаетсяегоизгибпримемсферический подшипник1211 ГОСТ28428-90рис 9.

Рис 9. Подшипник1211ГОСТ27365-87.

Рис.10Крышка

Рис.11Манжета

5.Расстояния между деталями передачи.

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор(рис.8) с.48[2]:

a ≈ 3L +3 ≈ 3180 +3 ≈5 мм

где L – расстояние между тихоходным и быстроходным валом. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес(рис.10):

b0 ≥3 a=30 мм

Расстояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора: c = ( 0 .3 ... 0 .5 ) a = 0 .4 10 = 5 мм

Рис10.Компановка червячного редуктора.

6.Выборматериаловдлязубчатыхколес.

ДлявенцачервячногоколесаБр010Ф1выбираю(HRC=22,приложение№1),для вала-червякавыбираюСталь35ХМ(HRC=49,0,приложение№1)

7Расчетдопускаемыхнапряжений.

Расчет былвыполнен спомощьюЭВМ (см. приложение №1)

8.Расчетмежосевых расстояний.Определение размеровзубчатыхколес.

Расчет былвыполнен спомощьюЭВМ (см. приложение №1)

9.Выборспособовсмазыванияи смазочныхматериалов.

Применяюкартерноесмазывание,т.к.окружнаяскорость

V =	π n2 d2	=	π 40 288 10− 3	= 1.2 м/сек
	30
			30

где n2 частота вращения тихоходной ступени,d2=288мм делительныйдиаметрчервячного

колеса.

Выбираюмасломарки И-Г-А-30с.198табл. 11.1и 11.2[2]. Погружаем в масло колеса обеих степеней передачи(рис.11). Допустимый уровень погружения колеса в маслянуюванну:

hm =(4 m...0.25 d2T)=(8...50,8)мм = 22 мм,

гдеm=5мм модульзацепления,d2T=203,540ммделительныйдиаметрколеса тихоходнойступени(приложение №1).

Рис.13Уровеньмасла.

10.Выбори расчет муфт.

Для передачи момента с вала электродвигателя на входной валредуктора использую муфту созвездочкой 28-22-90ГОСТР50894-96(рис. 14).

Рис.14

Расчетподшипников.

10.1Расчетподшипниковнабыстроходномвалу:

10.2.1Исходные данные l1 = 136 мм

l2 = 132 мм

l3 = 74 мм

= 64 мм

Ft2

= 934 Н

Fa2

= 7102 Н

Fr2

= 2585 Н

10.2.2.РадиальныереакцииопоротсилвзацеплениивплоскостиYOZ

ΣM1 = 0

Fa2

0.5 − Fr2 l1 + Ry2 (l1 + l2) = 0

Ry2 =

(Fr2 l1 − Fa2

0.5)

2585 136 − 7102 64 0.5

= 463.8

(l1

+ l2)

136 + 132

ΣM2 = 0

Fa2

0.5 + Fr2 l2 − Ry1 (l1 + l2) = 0

Ry1 =

(Fr2 l2 + Fa2

0.5)

2585 132 + 7102 64 0.5

= 2121.2

(l1

+ l2)

136 + 132

Проверка: ΣY = 0

Ry2 + Ry1 − Fr2 = 463.8 + 2121.2 − 2585 = 0

10.1.3. Радиальные реакции опорот силв зацеплении в плоскости XOZ

ΣM1

= 0

−Rx2

(l1 + l2) + Ft2 l1 = 0

Rx2 =

Ft2 l1

934 136

474.0 H

(l1 + l2)

136 + 132

ΣM2 = 0

Rx1 (l1 + l2) − Ft2 l2 = 0

Rx1 =

Ft2 l2

934 132

460.0 H

(l1 + l2)

136 + 132

Проверка: ΣX = 0

Rx1 + Rx2− Ft2 = 460.0 + 474.0 − 934 = 0

10.2.4Суммарная реакцияопор:

R1 =

Ry12 + Rx12

2121.22 + 4602

= 2171 H

R2 =

Ry22 + Rx22

463.82 + 4742

= 663.2 H

10.1.5Радиальные реакции опорот действия муфты:

= Cp где Cp

= 220 -радиальнаяжесткостьмуфты, с.108,табл.7.1[2];

= 0.3 -радиальноесмещениевалов;

Cp 3

220 3

0.3 =

521.0Н

494

ΣM1

= 0

+ Rk2 (l1 + l2)

−Fk (l1 + l2 + l3)

= 0


Rk2	=		Fk (l1 + l2 + l3)			=	521.0 (136 + 132 + 74)		=	664.0 H

			l1 + l2					136 + 132
ΣM2
		= 0		(l1 + l2)
−Fk		(l3) − Rk1				= 0
Rk1	=		−Fk (l3)	=	−521.0 74			= −143.0 H
			(l1 + l2)		136 + 132

Проверка: ΣY = 0
Rk1 + Rk2 − Fk = −143.0 + 664.0 − 521.0 = 0
Вдальнейших расчетах направления векторов реакций опорот действия муфтыусловно
принимают совпадающимис направлениямивекторовреакцийот силвзацеплении.
10.1.6Реакции опордля расчета подшипников.
Fr1max = Rk1 + R1	= −143.0 + 2171.0 = 2028 H	с. 116[2]
Fr2max = Rk2 + R2	= 664.0 + 663.2 = 1327.2 H

Внешняяосеваясила,действующаяна вал,

Famax = Fa2 = 7102 H

Для Iн = типового режимаKE = 0.56. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Fr1m = KE Fr1max = 0.56 2028 = 1135.7 H

Fr2m = KE Fr2max = 0.56 1327.2 = 743.2 H

Fram = KE Famax = 0.56 7102 = 3977.1 H

выбран подшипник1027305А ГОСТ27365-87см. п4e1 = 0.42 Y1 = 1.4 Y0 = 0.8 α1 = 11 Схемаустановки подшипников в распор. рис 14

рис 14. Схема установки подшипников в распор.

Минимальнонеобходимые длянормальнойработырадиально-упорных подшипниковосевые силы

Fam1 = 0.83 e1 Fr1m = 0.83 0.42 1135.68 = 395.9 H

Fam2 = 0.83 e1 Fr2m = 0.8 0.4 743.2 = 259.1 H

с. 121[2]

Fam2 ≥ Fam1 и Fa1 ≥ 0 тогда

Fa_1

= Fam2 = 259.1 H

Fa_2

= Fam1 + Fa2

= 395.9 + 7102 = 7497.9 H

Отношение

Fa_1

259.09

= 0.35 чтоменьше e = 0.42 тогда X

= 1 Y

= 0

(1 Fr2m)

743.23

Эквивалентнаядинамическая радиальная нагрузка дляподшипниковпри

KБ = 1.4 ; KТ = 1

(t<1000C)

с. 121[2]

PR1 =

(1 X1 Fr1m + Y1 Fa2) KБ KТ =

(1 1135.7 + 0 7102) 1.4 =

1590 H

PR2 =

(1 X1 Fr2m + Y1 Fa2) KБ KТ =

(1 743.2 + 0 7102) 1.4 = 1041 H

<<< < Предыдущая 12 / 32 3 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке 0057

#
10.02.20237.25 Mб87Dmitrieva_Detali_mashin_i_osnovy_konstruirovania_Kratkiy_kurs_Primery_raschetov.pdf
#
10.02.2023829.95 Кб18OBSchIJ_RASChET_PRIVODA_1412.doc
#
10.02.20233.22 Mб25Raschet_zubch_per_1426_1935_13_06_06.doc
#
10.02.2023973.31 Кб18Raschyot_tsilindr_cherv_peredach.doc
#
10.02.202355.75 Кб18миллиметровка - эскизная кампановка.cdw
#
10.02.2023510.4 Кб18рпз.pdf
#
10.02.20232.43 Mб18РПЗ_.xmcd