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 1 23 / 53 4 5 > Следующая >>>

Z' =

2 αw.

cos

= 2 200 cos

8.05

198.0

см [4. 100]

mn.

180

примем

Z := 198

Окончательный

угол подъема линии зуба:

β =

Z m

180

acos

198 2

180

acos

8.11

см [4. 100]

2 αw.

2 200

Фактический коэффициент осевого перекрытия.

sin

50 sin

8.11

180

= 1.12

см [4. 105]

mn. π

2 π

Число зубьев шестерни

= 56.571

U3_4

+ 1

примем

Z1 := 57

Число

зубьев колеса

Z2 := Z − Z1 = 141

Фактическое передаточнре число

= 2.47

а принятое

3_4

= 2.5

1_2

напряжение изгиба зубьев шестерни (

σF1)

Проверяем фактическое

Приведенное число1 зубьев:

Zv1

= 58.7

cos

cos 8.11

180

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101]

YF1

:= 3.2

Коэффициент наклона зуба:

Yβ1

= 1 −

8.11

= 0.942

140

Тогда:

σF1

YF1 Yβ1

F K

3.2 0.942

12987.0 1.12 =

399.0

ÌÏà а допускаемое

σFadm1

= 467

ÌÏà;

b1. mn.

Fd1

55 2

σF2

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса (

Приведенное число зубьев:

Zv2

141

= 145.0

cos

cos 8.11

180

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

YF2 := 3.1

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101]

Коэффициент наклона зуба:

Yβ2

= 1 −

8.11

= 0.942

140

Тогда:

YF2 Yβ2

σF2

F K

3.1 0.942

12987.0 1.12 =

425.0

ÌÏà а допускаемое

b2 mn.

Fd1

50 2

σFadm2 = 467

ÌÏà;

Условия прочности изгибу колес выполнено.

5.6 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

mn. Z1

2 57

= 115.0

мм; см [4. 108]

cos

cos 8.11

180

колеса:

d2 =

mn. Z2

2 141

285.0

мм;

cos

cos 8.11

180

+ d

Проверяем условие

= 200

αw. = 200

мм

Диаметры вершин колес;

шестерни

da21 := d1 + 2 mn. (1 + 0.1)

= 119.4

см [4. 108]

колеса

da22 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1)

= 289.4

Диаметры впадин колес;

шестерни

df1 := d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1)

= 110.4

см [4. 108]

колеса

df2

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 280.4

5.7 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft3 = 17626

см [4. 109]

Осевое усилие

tan

17626.0 tan 8.11

2511.0

Н см [4. 109]

180

tan 20

tan

Радиальное усилие

= F

180

17626.0

180

= 6480.0

см [4. 109]

cos

8.11

Нормальное усилие

180

Fn3 =

Ft3

17626.0

18946.0

см [4. 109]

cos

8.11

cos 20

180

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

	6 Придворительный расчет и конструирование валов.
6.1 Вал 1 - ведущий вал червячной быстроходной передачи,
конструкция червяка - неразборный выполнен ввиде вал-червяк
Диаметр:
	dв1 = 5 3 T1 =			5 3 116.0 = 24.4				мм		с. 45 [2]
Примем dв1		= 25 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и с учетом
сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75 )
	dв2 ≥ dв1 + 3 r где				r	= 2 мм		координата фаски подшипника.		с. 45 [2]
	dв2 = dв1 + 3 r = 25 + 3 2 = 31 мм
примем dв2		= 30 мм		(принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
dв3 = dв2 = 30			мм; dв4		= dв1 = 25			мм;		с. 45 [2]
Предворительная компановка вала 1 представлена на рис 7.
				Рис 7. Предворительная компановка вала 1
6.2 Вал 2 - ведомый вал 1 ступени и ведущий вал зубчатой передачи 2 ступени
Конструкция вала - выполнен раздельно от шестерни для 2 ступени и отдельно от червячного
колеса.
1 ступени и шестерни второй ступени
	Диаметр:									с. 45 [2]
	dв5	= 5.5 3 T2		= 5.5 3 1039.0 = 55.7 мм

Примем dв5		= 40	мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и с учетом
сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)
	dв6 ≥ dв5 + 2 tцил где					tцил = 3 ммвысота заплечника
	dв6	= dв5 + 2 tцил = 40 + 2 3 = 46							мм
примем dв9		= 45 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и с учетом
удобного демонтажа подшипников и наличии упорной втулки)
	dв7 ≥ dв9 + 2 tцил где					tцил = 3.5 ммвысота заплечника
	dв7	= dв9 + 2 tцил =				45 + 2 3.5 = 52			мм
примем dв7		= 52 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
dв8 = dв6 = 46			мм dв9		= dв5 = 40 мм
Предворительная компановка вала 2 представлена на рис 8.
										Лист
Изм.	Лист	№ докум.		Подпись			Дата

					Рис 8. Предворительная компановка вала 2
6.3 Вал 3 - ведомый вал зубчатой цилиндрической передачи (ступень 2). Конструкция вала - выполнен
раздельно от ведомого колеса.
	Диаметр:
	dв10	= 6 3 T3 =	6 3 2518.0 = 82 мм				с. 45 [2]
Примем dв10		= 50 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)					с. 45 [2]
	dв11 ≥ dв10 + 2 tцил где				tцил = 4 ммвысота заплечника
	dв11	= dв10 + 2 tцил		= 50 + 2 4 = 58 мм
примем dв11		= 55 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и с учетом					с. 45 [2]
сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)
	dв12 ≥ dв11 + 3 r где			r	= 3 мм координата фаски подшипника.
	dв12	= dв11 + 3 r =		55 + 3 3 = 64 мм
примем dв12		= 60 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и с учетом удобного
демонтажа подшипников и наличия упорной втулки)
	dв13 ≥ dв12 + 4
	dв13	= dв12 + 4	= 60 + 4 = 64 мм
примем dв13		= 65 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
							Лист
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись			Дата

dв14 = dв11 = 55 мм

Предворительная компановка вала 3 представлена на рис 9.

Рис 9. Предворительная компановка вала 3

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

7. Предварительный выбор подшипников и торцевых крышек.
Выбираем подшипники, с. 465, табл. 24.15 [2]:
7.1 Выбор подшипников под вал 1
Так как на валу присутствует осевая нагрузка римем роликовый конический однорядный
подшипник 7305A ГОСТ 27365-87 рис 12.
	Рис 12. Подшипник 7305A ГОСТ 27365-87.
Подшипник 7305A ГОСТ 27365-87:
посадочный диаметр внутренней обоймы dв2 := 25 мм
посадочный диаметр наружней обоймы dв2Н = 62 мм
ширина 14 мм				= 28 кН
статическая грузоподъемность С01
динамическая грузоподъемность С1				= 41.8 кН
7.2 Выбор подшипников под вал 2
Так как на валу присутствует осевая нагрузка примем роликовый конический однорядный
подшипник 7208A ГОСТ 27365-87 рис 6.
	Рис 13.	Подшипник 7208A ГОСТ 831-75.
				Лист
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

посадочный диаметр внутренней обоймы dв5 := 45 мм посадочный диаметр наружней обоймы dв5Н = 80 мм ширина 22,75 мм

статическая грузоподъемность С02 = 40 кН

динамическая грузоподъемность С2 = 58.3 кН

7.3 Выбор подшипников под вал 3 Так как на валу присутствует незначительная осевая нагрузка примем шариковый радиальный

однорядный подшипник 211 ГОСТ 8328-75 рис 14.

Рис 14. Пподшипник 211 ГОСТ 8328-75.

посадочный диаметр внутренней обоймы dв1_ := 55 мм посадочный диаметр наружней обоймы dв1_Н = 100 мм

ширина 21 мм статическая грузоподъемность С03 = 34 кН

динамическая грузоподъемность С3 = 56.1 кН

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

			8. 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≈ 3 L+3≈ 3 332+3≈10 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 = 4 мм
			Рис.15 Расстояния между деталями передач
	9.Выбор способов смазывания и смазочных материалов.
Применяю картерное смазывание, т. к. окружная тихоходной ступени скорость
	V =	π n1 d1 = π 1456 50 10−3 = 5.11 м/сек
		30	30
где n1 частота вращения быстроходной ступени, d1 = 50 мм делительный диаметр червяка
быстроходной ступени и при σH. = 442 . МПа Выбираем кинемтическую вязкость 15 мм2/с
Выбираю масло марки И-Т-С-220 с.198 табл. 11.1 и 11.2 [2].
Погружаем в масло колеса обеих степеней передачи(рис.11).
Допустимый уровень погружения колеса в масляную ванну:
			hm =(4 m...0.25 d2T)=(8...50,8)мм = 22 мм,
			Рис.16 Уровень масла.
				Лист
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

10.Расчет подшипников.

10.1 Расчет подшипников на быстроходном валу:

10.1.1 Исходные данные

= 82 мм

= 75 мм

= d1. = 40

мм

Ft1

= 1959 Н

Fa1

= 728 Н

Fr1

= 403.8 Н

10.1.2. Радиальные реакции опор от сил в зацеплении в плоскости YOZ

ΣM1 = 0

Fa1 d2 0.5 − Fr1 l1 + Ry2 (l1 + l2) = 0

Ry2

(Fr1 l1 −

Fa1 d2 0.5)

403.8 82 − 728 40 0.5

= 113.0 H

(l1

+ l2)

82 + 82

ΣM2 = 0

Fa1 d2 0.5 + Fr1 l2 − Ry1 (l1 + l2) = 0

Ry1

(Fr1 l2 + Fa1 d2 0.5)

403.8 82 + 728 40 0.5

= 291.0 H

(l1 + l2)

82 + 82

Проверка: ΣY = 0

Ry2 + Ry1 − Fr1

= 113.0 + 291.0 − 403.8 = 0

10.1.3. Радиальные реакции опор от сил в зацеплении в плоскости XOZ

ΣM1 = 0

−Rx2 (l1 + l2) + Ft1 l1 = 0

Rx2

Ft1 l1

1959 82

= 979.5 H

(l1 + l2)

82 + 82

ΣM2 = 0

Rx1 (l1 + l2) − Ft1 l2 = 0

Rx1

Ft1 l2

1959 82

= 979.5 H

(l1 + l2)

82 + 82

Проверка: ΣX = 0

Rx1 + Rx2 − Ft1 = 979.5 + 979.5 − 1959 = 0

10.1.4 Суммарная реакция опор:

= 1021.8 H

Ry1 + Rx1

291.0

979.5

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

<<< < Предыдущая 1 23 / 53 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