Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0091 / сдать / рпз

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

10.02.2023

Размер:

1.42 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 52 3 4 5 > Следующая >>>

Коэффициент эквивалентности для данного режима нагружения

[2, 32]

6 NHO

107

= 0.681

KHL1 =

NHE1

1.003137806e8

При любых значениях NНЕ коэффициент контактной долговечности должен находиться в пределах

1 ≤ KНL1 ≤ 1.15

тогда примем KHL1 = 1

4.3.4 Коэффициент учитывающий интенсивности изнашевания колеса

= 1.66 v

−0.352

1.66 4.41−0.352 = 0.985

[2, 31]

ск

4.3.5 Допускаемое контактные напряжения

σHadm1

KHL1 Сv σHadm01 = 0.985 600.0 = 591.0 ÌÏà

[2, 32]

Для венца червяного колеса

4.3.6.1 Предел прочности при диаметре заготовки не привышающее 200 мм по табл. 2.14

σв2 = 700 ÌÏà

[2, 31]

4.3.6.2 Предел текучести при диаметре заготовки не привышающее 200 мм по табл. 2.14

σT2 = 460 ÌÏà

[2, 31]

4.3.7. Значение контактного напряжения (σHadm01)

σHadm01 = KH0 σв2

= 0.75 700

= 525.0 ÌÏà

4.3.8 Коэффициент долговечности (KHL)

Суммарное число циклов переменных напряжений

NHE2 = 4.01 × 107

NHO

107

KHL2 =

= 0.793

NHE2

4.01047863e7

При любых значениях NНЕ коэффициент контактной долговечности должен находиться в пределах

1 ≤ KНL2 ≤ 1.15

тогда примем KHL2

= 1

4.3.9 Коэффициент учитывающий интенсивности изнашевания колеса

= 1.66 v

ск

−0.352

= 1.66 4.41−0.352 = 0.985

[2, 31]

4.3.10 Допускаемое контактные напряжения

σHadm2 = KHL2 Сv σHadm01 =

0.985 525.0 = 517.0 ÌÏà

[2, 32]

Далее в расчетах будем учитывать наименьшее допустимое контактное напряжение т.е.

σHadm

σHadm2 = 517 ÌÏà

4.4 Допускаемые напряжения изгиба

Для червяка

Суммарное число циклов переменных напряжений

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

β1 T2

β2 T2

Kп_н T2

NFE1 :=

60 L n2 ts

α1

α2 +

α3 +

α4

−3

1039.0

0.9 1039.0

0.5 1039.0

NFE1

2 1039.0

0.7

0.3 +

60 3 96.8 6307.0

1039.0

NFE1 = 1.46 × 108

NFO

= 106

циклов - базовое число циклов нагружения

9 NFO

106

KFL1

= 0.575

NFE1

1.459629791e8

При любых значениях NНЕ коэффициент контактной долговечности должен находиться в пределах

1 ≤ KFL1 ≤ 1.3

тогда примем

KFL1 = 1

4.4.3 Предел текучести при диаметре заготовки менее 80 мм

σТ1

= 650

ÌÏà

4.4.4 Для 1 группы материалов

σ0Fadm1 = 0.25 σТ1 + 0.08 σв1 = 0.25 650 + 0.08 800

= 226.0

ÌÏа

тогда

σFadm1 = KFL1 σ0Fadm1 = 226.0

= 226.0

ÌÏà

Для венца червячного колеса

4.4.5 Эквивалентное число циклов нагружения

β1 T2

β2 T2

Kп_н T2

NFE2 :=

60 L n3 ts

α1

α2 +

α3 +

α4

−3

1039.0

0.9 1039.0

0.5 1039.0

NFE2

2 1039.0

0.7

0.3 +

60 3 38.7 6307.0

NFE2 = 5.836 × 107

1039.0

9 NFO

106

KFL2

= 0.636

NFE2

5.8355034e7

При любых значениях NНЕ коэффициент контактной долговечности должен находиться в пределах

1 ≤ KFL2 ≤ 1.3

тогда примем

KFL2 = 1

4.4.6 Предел текучести

σT2 = 460

ÌÏà

4.4.7 Для 1 группы материалов

σ0Fadm2 = 0.25 σT2 + 0.08 σв2

0.25 460 + 0.08 700

171.0

ÌÏа

тогда

σFadm2

= KFL2 σ0Fadm2

= 171.0

ÌÏà

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

4.4.8 Далее в расчетах будем учитывать наименьшее допустимое напряжение от изгиба т.е. σFadm = σFadm2 = 171 ÌÏà

4.5 Предельно допустимые напряжения при проверке на максимальную статическую или еденичную пиковую 4.5.1 Для 2 группы материалов.

σHadm_max = 4 σT2 = 4 460 = 1840.0 ÌÏà σFadm_max = 0.8 σT2 = 0.8 460 = 368.0 ÌÏà

4.6Геомтрический расчет передачи

4.6.1Межосевое расстояние ( aw.)

Приведенный модуль упругости

2 E1 E2

2 2.1 105 0.9 105

= 1.26 ×

пр

E1 + E2

2.1 105 + 0.9 105

Минимально допустимый коэффициента диаметра

червяка из условия жесткости

qmin = 0.212 z2 = 0.212 40 = 8.48

Назначим значения коэффициента диаметра червяка

q := 10

103

пр

126000 1039.0 10

aw1

= 0.625

+ 1

= 0.625

= 97.8

σHadm

517

округляем по ряду по стандарному ряду

aw := 100

мм

4.6.2 Определяем модуль:

1.4 aw

1.4 100

= 3.5

мм

[2, 32]

мм

Принимаем из стандартного ряда

= 4

4.6.4 Коэффициент смещения

χ =

− 0.5 (z2 + q) =

1004

− 0.5 (40 + 10)

= 0.0

условие

≤ 1

выполняется

4.6.5 Определяем угол подъема винтовой линии:

на делительном цилиндре

atan

= atan

= 0.381

рад

на начальном цилиндре

180

atan

γw

atan

180

25.5

град

+ 2 χ

10 + 2 −0.8

4.6.6 Определяем делительные диаметры:

d1 = q m =

10 4 =

40.0

ìì - для червяка

= z2 m =

40 4

160.0

ìì - для колеса


Изм. Лист	№ докум.	Подпись Дата

мм

Лист

4.6.7 Диаметры вершин

da1

= d1 + 2 m

= 40.0 + 2 4 =

48.0 ìì

da2

= d2 + 2 m = 160.0 + 2 4

= 168.0 ìì

4.6.8 Диаметры впадин

df1

= d1 − 2.4 m

= 40.0 − 2.4 4

30.4 ìì

df2

= d2 − 2.4 m

160.0 − 2.4 4

= 150.0 ìì

4.6.9 Ширина нарезной части червяка:

+ 4) 4 = 56.0 мм при χ<0

(10 + 5.5

+ z1)

= (10 + 5.5 0.0

примем

b1. = 80 мм

4.6.10 Найбольший диаметр колеса:

= 2 для эвольвентных червяков

= d

6 m

= 168.0 +

6 4

172.0 мм

aM2

+ k

4 + 2

4.6.11 Ширина венца колеса:

ψф

= 0.315 - при числе зубьев червяка 4

b2. = ψф aw = 0.315 100

= 31.5 ìì

примем b2

= 32 ìì

4.7 Проверочный расчет передачи на прочность

4.7.1 Определяем окружную скорость червяка:

π d1 10−3 n1

π 40.0 10−3 968

2.03 ì/c

4.7.2 Скорость скольжения

vск

2.03

= 2.25 ì/c

cos γw 180π

cos 25.5 180π

Ранее был принят материал венца соответствующее данной скорости следовательно оставим все без

изменений.

4.7.3 Проверка контактного напряжения

Торцовый коэффициент перекрытия

εa. =

(

0.03 z22

+ z2 + 1 − 0.17 z2 + 2.9)

0.03 402

+ 40 + 1 − 0.17 40 + 2.9

= 1.876

2.95

= 1 - начальный коэффициент концентрации нагрузки.

:= 20

;

:= 0.75;

:= 0.87

180

σH. =

1.18

Eпр T2 103 KH cos(γ)2

1.18

126000 1039.0 103 cos(0.381)2

= 442.0 ÌÏà

2 d

sin(2

)

160.02 40.0 0.87 1.876 0.75 sin 2 20

εa. ζ

180

4.7.3.2 Допускаемое значение σHadm = 517

ÌÏà

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

4.7.4 Перегруз(недогруз) составит:

σHadm − σH.

517 − 442.0

Δσ =

σHadm

100

517

100 =

14.5 %

значение находится в допустимых пределах -5%< Δσ = 15 <15%

Прочность по контактным напряжениям соблюдается.

4.8. КПД червячной передачи ( η)

ρ = 1.06

0-приведенный угол трения при vск = 2.25 ì/ñ

η =

tan γw 180π

tan 25.5 180π

tan

ρ)

π 100

tan (25.5

+ 1.06) π 100

95.4 %

(γw

180

4.9. Силы действующие в зацеплении

4.9.1 Окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке:

2 T2 103

2 1039.0 103

= 12987.0 H

160.0

Fa1 = Ft2 = 12987

4.9.2 Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе:

2 T1 103

2 116.0 103

5800.0 Н

40.0

Fa2 = Ft1 = 5800 Н

4.9.3 Радиальная сила

Fr2

Ft2 tan 20 180π = 12987.0 tan 20 180π

= 4726.0 Н

Fr1 = Fr2 = 4726 Н

4.10. Проверяем прочность по напряжениям изгиба. ( σF)

4.10.1 Коэффициент формы зуба

= 54.4

по таблице соответствует YF := 1.4

[1, 36]

cos γw 180π

cos 25.5 180π

σF

KH Ft2 YF cos γw 180π

12987.0 1.4 cos 25.5 180π

b2 m cos(γ)

32 4 cos(0.381)

= 138.0

ÌÏà

Допускаемое σFadm = 171 ÌÏà

Условие σF ≤ σ0Fadm

выполняется

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

5. Расчет цилиндрической зубчатой передачи между валами 3-4.

5.1. Исходные данные: T2 = 1039 Н·м;

T3 = 2518 Н·м; n2 = 97 îá/ìèí; n3 = 39 îá/ìèí; U3_4 = 2.5

ω3 = 4.05 c-1;

Срок службы передачи: L = 3 года;

Коэффициенты α1 := 10−3 α2 := 0.7 α3 := 0.3 α4 := 0 β1 := 0.9 β2 := 0.5 KГ := 0.8 KС := 0.3 График нагрузки рис 6.

Рис 6. График нагрузки.

	5.1.1. Время работы передачи:								ts = L 365 KГ 24 KС										=	3 365 0.8 24 0.3						= 6307.0 часов;
	5.1.2. Определение коэффициентов эквивалентности для графика нагрузки (N ):
										4			T2				4			β1 T2			4				HE			4
					Kп_н T2								T2							β1 T2					β2 T2
	NHE1 :=		60 L n3 ts							α1	+						α2 +							α3 +						α4
	NHE1 :=		60 L n3 ts			T2				α1	+				T2		α2 +				T2			α3 +		T2				α4
								2 1039.0				4				−3		1039.0				4			0.9 1039.0			4			0.5 1039.0	4
	NHE1	=						2 1039.0								−3	+	1039.0				0.7	+		0.9 1039.0				0.3 +		0.5 1039.0		0
	NHE1	=	60 3 38.7 6307.0					1039.0						10			+	1039.0				0.7	+		1039.0				0.3 +		1039.0		0
		= 4.01 × 107						1039.0										1039.0							1039.0						1039.0
	NHE1	= 4.01 × 107
										9			T2				9			β1 T2			9		β2 T2					9
					Kп_н T2								T2							β1 T2					β2 T2
	NFE1 :=		60 L n2 ts							α1	+						α2 +							α3 +						α4
	NFE1 :=		60 L n2 ts			T2				α1	+				T2		α2 +				T2			α3 +		T2				α4

								2 1039.0				9				−3		1039.0				9			0.9 1039.0			9			0.5 1039.0	9
	NFE1	=						2 1039.0								−3	+	1039.0				0.7	+		0.9 1039.0				0.3 +		0.5 1039.0		0
	NFE1	=	60 3 96.8 6307.0					1039.0						10			+	1039.0				0.7	+		1039.0				0.3 +		1039.0		0
								1039.0										1039.0							1039.0						1039.0
																																		Лист
Изм.		Лист		№ докум.			Подпись				Дата

NFE1 = 1.46 × 108

5.1.3 Наработка ( N):

C := 1 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за один его оборот;

NHG := 100 106 циклов - базовое число циклов напряжений;

100 106

NHG

5.1.4. Коэффициент долговечности

KHd1 =

= 1.16

NHE1

4.01047863e7

5.1.5. Коэффициент долговечности по изгибу(

KFd

NFG := 4 106

- база изгибных напряжений;

4 106

NFG

KFd1 =

= 0.549

При любых значениях NHE коэффициент контактной

NFE1

1.459629791e8

1 ≤ KFd1 ≤ 1.3

тогда примем

KFd1 = 1

долговечности должен находиться в пределах

5.2. Выбор материалов 5.2.1. Примем для шестерни сталь 40Х ГОСТ1050-88 с термообработкой - объемная закалка

твердость (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 90 мм. т. 3.3 [1]) HRC1 := 45

5.2.1. Примем для колеса сталь 40Х ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость HRC2 := 40

5.2.1.4. Механические характеристики стали 45 для шестерни

	σв1 :=	780	МПапредел прочности
	σв1 :=	780
	σT1 :=	440	МПапредел текучести
	σT1 :=	440
для колеса
	σв2 :=	690	ÌÏà
	σв2 :=	690
	σT2 :=	340	ÌÏà
	σT2 :=	340

5.2.2. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного

выкрашивания и изгибным напряжениям.

для ведущего колеса

σHlimb1

= 18HRC1 + 150 = 18 45 + 150 = 960.0

ÌÏа; табл. 3.2 [1. 34]

SH := 1.1

см. [1. 33];

σHadm1

σHlimb1

960.0

= 873.0

ÌÏа;

[1. 292]

1.1

σFlimb1 := 700

ÌÏà;

SF := 1.5

σFlimb1

см [1. 44];

σFadm1

700

= 467.0

ÌÏà;

1.5

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

для ведомого колеса

σHlimb2

= 18HRC2 + 150

= 18 40 + 150 = 870.0ÌÏà;

σHadm2

σHlimb2

870.0

= 791.0

ÌÏà;

1.1

σFlimb2

:= 700

ÌÏà;

σFadm2

σFlimb2

700

= 467.0

ÌÏà;

1.5

5.3.1. Определяем коэффициент нагрузки ( KH, KF);

5.3.2 Предворительное значение окружной скорости по формуле ( V'):

Cv := 15 по табл. 4.9 [4. 95];

ψa := 0.315 - коэффициент ширины по табл. 3.3 [4. 53]; тогда:

T3 103

V' =

96.8

2518.0 103

= 0.7

м/с;

U3_42 ψa

103 Cv

103 15 2.52 0.315

5.3.3 Степень точности по табл. 4.10 [4. 96]:

m := 8;

5.3.1.3 Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:

ψa

U3_4

+ 1

2.5 + 1

= 0.315

= 0.551

5.3.4 Коэффициенты нагрузки на контактную выносливость.

По таб. 4.7 (1. 93] определяем коэффициент концентрации

KHβ0 := 1.17

x := 0.75

таб. 4.1 [4. 77].

KHβ := KHβ0 (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 KHβ KHv = 1.261

5.3.5 Коэффициенты нагрузки на изгибную выносливость

5.3.5.1 По таб. 4.8 [4. 94] определяем коэффициент концентрации: KFβ0 := 1.15

x := 0.5 таб. 4.1 [4. 77].

KFβ := KFβ0 (1 − x) + x = 1.075

5.3.6Определяем коэффициент распределения нагрузки: KFα := 1 [4. 92]

5.3.7По таб. 4.12 [4, 97] определяем коэффициент динамичности KFv := 1.04

тогда: KF := KFα KFβ KFv = 1.12

5.4.1 Предварительное межосебое расстояние по формуле:

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

K := 270 - для косозубых передач

103

αw

270

2469.0 10

= (U3_4 + 1)

= (2.5 + 1)

= 184.0

мм см [4. 98]

σHadm2 U3_4

ψa

791.0 2.5

0.315

Принимаем с соответствии с единым рядом глабных параметров [4,51] стандартное значение:

ГОСТ 2185-66

αw. := 200

мм

5.4.2 Действительная скорость по формуле:

V =

2 αw. π n3

2 200 π 38.7

0.232

м/с

см [4. 98]

(U3_4 + 1) 60 103

(2.5 + 1) 60 103

5.4.3 Фактические контактные напряжения

b2 := 50

мм - ширина колеса

U3_4 + 1

2.5 + 1

σH

2.5 + 1

270

T4 10

270

2469.0 10

786.0

200 2.5

αw. U3_4

σHadm2 = 791

МПа

[4. 98]

Недогруз (перегруз)

Δσ

σHadm2 − σH

100

= 0.632

% находится в пределах допустимых значений -5% < Δσ < 15%

σHadm2

но изменить межосевое неможем так как его значение минимально допустимое во второй передачи На этапе заканчиваются расчеты, связанные с контактной прочностью.

5.5.1Следующии этап - определение модуля.

5.5.2Окружная сила по формуле

T3 103 (U3_4 + 1)

2518.0 103 (2.5 + 1)

= 17626.0

см [1. 99]

αw. U3_4

200 2.5

Mодуль по формуле (mn

ширина шестерни по формуле:

b1 := 1.12 b2 = 56

примем

b1. := 55

мм;

для косозубых передач

3.5 Ft3 KFd1 KF

= 2.69

мм;

см [1. 104]

b1. σFadm1

Полученное значение модуля округляем до ближайшего в соответствии с единым рядом главных параметров [4, 53]; mn. := 2 мм.

5.6 Определение чисел зубьев. 5.6.1 Угол подъема линии зуба:

β' =

3.5 mn.

180

= asin

3.5 2

180

asin

8.05

см [4. 100]

Суммарное число зубьев.

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

<<< < Предыдущая 12 / 52 3 4 5 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке сдать

#
10.02.202399.21 Кб15Милимитровка - 1.frw
#
10.02.202384.63 Кб15Милимитровка - 2.frw
#
10.02.2023230.7 Кб15Общий вид.cdw
#
10.02.20231.81 Mб15Пояснительная записка.docx
#
10.02.2023158.88 Кб15Рама.cdw
#
10.02.20231.42 Mб15рпз.pdf
#
10.02.2023246.68 Кб15Сборка - 1.cdw
#
10.02.2023153.08 Кб15Сборка - 2.cdw
#
10.02.2023551.98 Кб15сборочный.cdw
#
10.02.202345.03 Кб15Спецификация (общая).spw
#
10.02.202372.66 Кб15Спецификация - редуктора.spw