Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0092 / сдать / пз

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

10.02.2023

Размер:

643.37 Кб

Скачать

☆

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

Коэффициент эквивалентности для данного режима нагружения

KHL1 =

NHO

107

= 0.72

NHE1

7.19489138e7

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

Сv = 1.66 vск− 0.352

= 1.66 4.68− 0.352

= 0.964

[2, 31]

4.3.5 Допускаемое контактные напряжения

[σ]H1 = KHL1 Сv [σ]H01 = 0.964 337.0 =

325.0

МПа

[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

МПа

[2, 31]

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

σв2 = 460

МПа

[2, 31]

4.3.7. Значение контактного напряжения ([σ]H02

)

[σ]H02 = KH0 σв2

= 0.75 460 = 345.0

МПа

4.3.8

Коэффициент долговечности (

KHL2

)

Суммарное число циклов переменных

напряжений

NHE2 = 5.758× 106

KHL2 =

NHO

107

= 0.72

NHE1

7.19489138e7

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

Сv = 1.66 vск− 0.352

= 1.66 4.68− 0.352

= 0.964

[2, 31]

4.3.10 Допускаемое контактные напряжения

[σ]H2 = KHL1 Сv [σ]H02 = 0.964 345.0 =

333.0

МПа

[2, 32]

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

[σ]H = [σ]H2 = 333

МПа

4.4 Допускаемые напряжения изгиба

Для червяка

4.4.2 Эквивалентное число циклов нагружения

β1 T2

β2 T2

Kп_н T2

NFE1 :=

60 L n2 ts

α1

α2

α3

α4

2 87.3

− 4

87.3

0.75 87.3

0.4 87.3

NFE1 =

0.4 +

0.3 +

0.3

60 2.3 856.0 1208.0

87.3

КП.ДМ.06.03 00 00 ПЗ

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись

Дата

NFE1 = 6.761× 107

NFO = 106 циклов - базовое число циклов нагружения

KFL1 =

NFO

106

= 0.626

NFE1

6.76111859e7

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

МПа

4.4.4 Для 1 группы материалов

[σ]F01 = 0.25 σТ1 + 0.08 σв1

= 0.25 650 + 0.08 450

= 198.0

МПа тогда

[σ]F1 = KFL1 [σ]F01 = 198.0

= 198.0

МПа

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

−

87.3

0.75 87.3

0.4 87.3

NFE2 =

2 87.3

0.4

0.3 +

0.3

60 2.3 68.5 1208.0

87.3

NFE2 = 5.41× 106

KFL2 =

NFO

106

= 0.829

NFE2

5.4104746e6

При любых значениях NНЕ коэффициент

контактной долговечности должен находиться

в пределах

1 ≤ KFL2 ≤ 1.3 тогда примем

KFL2 = 1

4.4.6 Предел текучести

σТ2 = 200

МПа

4.4.7 Для 1

группы материалов

[σ]F02 = 0.25 σТ2 + 0.08 σв2

= 0.25 200 + 0.08 460

= 86.8

МПа

тогда

[σ]F2 = KFL2 [σ]F02

= 86.8 = 86.8

МПа

4.4.8 Далее в расчетах будем учитывать наименьшее допустимое напряжение от изгибат.е.

[σ]F = [σ]F2 = 87

МПа

4.5 Предельно допустимые напряжения при проверке на максимальную статическую или

еденичную пиковую

4.5.1 Для 2 группы материалов.

[σ]Hmax = 4 σТ2 = 4 200 = 800.0

МПа

[σ]Fmax = 0.8 σТ2

= 0.8 200 = 160.0

МПа

КП.ДМ.06.03 00 00 ПЗ

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись

Дата

4.6 Геомтрический расчет передачи

4.6.1 Межосевое расстояние(aw.)

Приведенный модуль упругости

Eпр

2 E1 E2

2 2.1 105 0.9 105

= 1.26× 105

E1 + E2

2.1 105 + 0.9 105

Минимально допустимый коэффициента диаметра

червяка из условия жесткости

qmin = 0.212 z2 = 0.212 50 = 10.6

Назначим значения коэффициента

диаметра червяка

q := 10

103

пр

1.26 10

87.3 10

aw1 = 0.625

+ 1

= 0.625

+ 1

59.4

мм

[σ]H

333

округляем по ряду по стандарному ряду

aw := 125

мм

4.6.2 Определяем модуль:

m =

1.4 aw

1.4 125

= 3.5

мм

[2, 32]

m = 4

мм

Принимаем из стандартного ряда

4.6.4 Коэффициент смещения

χ =

− 0.5 (z2 + q)

1254

− 0.5 (50 + 10)

= 1.25

условие

≤ 1

выполняется

4.6.5 Определяем

угол подъема винтовой линии:

на делительном цилиндре

γ := atan

atan

0.381

град

на начальном цилиндре

γw

180

= atan

= 25.5

град

q + 2 χ

+ 2 −0.8

4.6.6 Определяем делительные диаметры:

d1 = q m = 10 4

= 40.0

мм - для червяка

d2 = z2 m = 50 4 = 200.0

мм - для колеса

4.6.7 Диаметры вершин

da1 = d1 + 2 m = 40.0 + 2 4 = 48.0

мм

da2 = d2 + 2 m = 200.0 + 2 4 = 208.0

мм

4.6.8 Диаметры впадин

df1 = d1 − 2.4 m = 40.0 − 2.4 4

= 30.4

мм

df2 = d2 − 2.4 m = 200.0 − 2.4 4

= 190.0

мм

КП.ДМ.06.03 00 00 ПЗ

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

4.6.9 Ширина нарезной части червяка:

+ 4) 4 = 83.5мм при χ<0

b1 = (10 + 5.5

+ z1)

m = (10 + 5.5

1.25

примем b1.

= 70 мм

4.6.10 Найбольший диаметр колеса:

k = 2для эвольвентных червяков

daM2 = da2

+ z

6 m

= 208.0 +

6 4

212.0мм

+ k

4 + 2

4.6.11 Ширина венца колеса:

ψф = 0.315при числе зубьев червяка 4

b2. = ψф aw = 0.315 125

= 39.4мм

примем b2 = 38 мм

4.7 Проверочный расчет передачи на прочность

4.7.1 Определяем окружную скорость червяка:

v =

π d1 10− 3 n2

π 40.0 10− 3 856.0

= 1.79м/c

4.7.2 Скорость скольжения

1.79

vск =

= 1.98м/c

cos 25.5 180π

cos γw 180π

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

изменений.

4.7.3 Проверка контактного напряжения

Торцовый коэффициент перекрытия

0.03 z22 + z2 + 1 − 0.17 z2 + 2.9

0.03 502 + 50 + 1 − 0.17 50 + 2.9

εa. =

2.95

= 1.907

KH = 1 - начальный коэффициент концентрации нагрузки.

0.75;δ

0.87

180;

σH. = 1.18

Eпр T2 103 KH cos(γ)2

1.18

1.26 105 87.3 103 cos(0.381)2

102.0Мпа

2 d

sin(2

)

200.0

40.0

0.87

1.907

0.75

sin

εa.

2 20

180

4.7.3.2 Допускаемое значение [σ]H = 333 МПа

4.7.4 Перегруз(недогруз) составит:

Δσ

[σ]H − σH.

100

333 − 102.0

100 = 69.4%

[σ]H

333

значение находится в допустимых пределах -5%< Δσ = 69 <15%

КП.ДМ.06.03 00 00 ПЗ

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Прочность по контактным напряжениям соблюдается.

4.8. КПД червячной передачи (

η)

ρ = 1.06 0-приведенный угол трения при vск = 1.98

м/с

η =

tan γw 180π

tan 25.5 180π

tan

γw

ρ)

π 100 =

1.06)

100 = 95.4%

(

180

tan (25.5

180

4.9. Силы действующие в зацеплении

4.9.1 Окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке:

Ft2

2 T2 103

2 87.3 103

= 873.0H

200.0

Fa1 = Ft2 = 873

4.9.2 Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе:

Ft1

2 T2 103

2 87.3 103

= 4364.0Н

40.0

Fa2 = Ft1 = 4364 Н

4.9.3 Радиальная сила

= F

tan 20

873.0 tan 20

318.0Н

180

Fr1 = Fr2 = 318 Н

4.10. Проверяем прочность по напряжениям изгиба. (σF)

4.10.1 Коэффициент формы зуба YF

zv =

= 68.0

по таблице соответствует YF := 1.4

[1, 36]

cos 25.5 180π

cos γw 180π

873.0

1.4

25.5

σF

Ft2

cos γw

180

cos

180

= 7.82

МПа

b2 m cos(γ)

38 4 cos(0.381)

Допускаемое [σ]F = 86.8 МПа

Условие σF ≤ [σ]F выполняется

4.11. Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса при действиипиковой

нагрузки

4.11.1 Коэффициент перегрузки Кпер = 2по заданию

4.11.2 Проверка на контактную прочность

σHmax = σH.

Кпер = 102.0

2 = 144.0МПа < [σ]Hmax = 800 МПа

4.11.3 Проверка на прочность по изгибу

σFmax =

σF Кпер = 7.82 2 = 15.6МПа < [σ]Fmax = 160 МПа

КП.ДМ.06.03 00 00 ПЗ

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

5.Расчет цилиндрической зубчатой передачи междувалами 3-4.

5.1. Исходные данные:

T3 = 918 Н·м;

T4 = 2431 Н·м; n3 = 69 об/мин; n4 = 25 об/мин; U3_4 = 2.8

ω3 = 7.17 c-1;

Срок службы передачи: L = 2.3года;

Коэффициенты α1 := 10− 4 α2 := 0.4 α3 := 0.3 α4 := 0.3 β1 := 0.75 β2 := 0.4 KГ := 0.2 KС := 0.3

График нагрузки рис 6.

5.1.1.Время работы передачи: ts = L 365 KГ 24 KС = 2.3 365 0.2 24 0.3 = 1208.0часов;

5.1.2.Определение коэффициентов эквивалентности для графика нагрузки (NHE):

β1 T2

β2 T2

Kп_н T2

NHE1 := 60 L n3 ts

α1

α2 +

α3 +

α4

−

87.3

0.75 87.3

0.4 87.3

NHE1 =

2 87.3

0.4 +

0.3 +

0.3

60 2.3 68.5 1208.0

87.3

NHE1 = 5.758× 106

β1 T2

β2 T2

Kп_н T2

NFE1 := 60 L n2 ts

α1

α2 +

α3

α4

2 87.3

− 4

87.3

0.75 87.3

0.4 87.3

NFE1 =

0.4 +

0.3 +

0.3

60 2.3 856.0 1208.0

87.3

NFE1 = 6.761× 107

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; рис. 4.6

[4. 82]

5.1.4. Коэффициент долговечности

KHd1 =

NHG

100 106

= 1.61

NHE1

5.7575942e6

5.1.5. Коэффициент долговечности

по изгибу(

KFd

NFG := 4 106

- база изгибных напряжений;

KFd1 =

NFG

4 106

= 0.73

При любых значениях NHE коэффициент

NFE1

6.76111859e7

контактной

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись

Дата

КП.ДМ.06.03 00 00 ПЗ

долговечности должен находиться в пределах 1 ≤ KFd1 ≤ 1.3 тогда примем KFd1 = 1

5.2. Выбор материалов 5.2.1. Примем для шестерни сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость

(полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит90 мм. т. 3.3 [1]) HB1 := 370

5.2.1. Примем для колеса сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость

HB2 := 350

5.2.1.4. Механические характеристики стали 45

для шестерни

МПапредел прочности

σв1 := 780

σT1 := 440

МПапредел текучести

для колеса

σв2 := 690

МПа

σT2 := 340

МПа

5.2.2. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного

выкрашивания и изгибным напряжениям.

для ведущего колеса

[σ]H01 = 2HB1 + 70 = 2 370 + 70 =

МПа;

табл. 3.2 [1. 34]

SH := 1.1

см. [1. 33];

[σ]H1 =

[σ]H01

810.0

= 736.0

МПа;

[1. 292]

1.1

[σ]F01 := 700

МПа;

SF := 1.5

[σ]F01

см [1. 44];

[σ]F1 =

700

= 467.0

МПа;

1.5

для ведомого колеса

[σ]H02 = 2HB1 + 70 = 2 370 + 70 = 810.0

МПа;

[σ]H2 =

[σ]H02

810.0

= 736.0

МПа;

1.1

[σ]F02 := 700

МПа;

[σ]F2 =

[σ]F02

700

= 467.0

МПа;

1.5

5.3.1. Определяем коэффициент нагрузки (

,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:

КП.ДМ.06.03 00 00 ПЗ

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

T4 103

68.5

2431.0 103

= 0.454м/с;

V' =

103 Cv

U3_42 ψa

103 15

2.82 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:

U3_4

+ 1

2.8 + 1

= ψa

= 0.315

0.598

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

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

5.3.7 По 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:

K := 270для косозубых передач

103

270

2431.0 10

= (2.8

+ 1)

194.0мм

αw = (U3_4 + 1)

ψa

736.0 2.8

0.315

[σ]H2 U3_4

см [4. 98]

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

ГОСТ 2185-66

αw. := 160 мм

5.4.2 Действительная скорость по формуле:

2 αw. π n3

2 160 π 68.5

0.302м/с см [4. 98]

(U3_4 + 1) 60 103

(2.8 + 1) 60 103

5.4.3 Фактические контактные напряжения

b2 := 90мм - ширина колеса

σH

U3_4 + 1

270

2.8 + 1

2431.0 103 = 734.0 МПа

= 270

T4 103

αw. U3_4

160 2.8

< [σ]H2 = 736 МПа

[4. 98]

Недогруз (перегруз)

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

КП.ДМ.06.03 00 00 ПЗ

Δσ :=

[σ]H2 − σH 100 = 0.272 % не находится в пределах допустимых значений -5% < Δσ < 15% [σ]H2

5.5.1Следующии этап - определение модуля.

5.5.2Окружная сила по формуле

Ft2	=	T4 103 (U3_4	+ 1)	=	2431.0 103 (2.8 + 1)	=	20620.0Н	см [1. 99]
		αw. U3_4			160 2.8

Mодуль по формуле (mn):

ширина шестерни по формуле:			b1 := 1.12 b2 = 100.8	примем	b1. := 100	мм;
для косозубых передач
для косозубых передач
m :=	3.5 Ft2 KFd1 KF	= 1.73 мм;				см [1. 104]
m :=		= 1.73 мм;				см [1. 104]
n	b1. [σ]F1
	b1. [σ]F1

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

5.6 Определение чисел зубьев. 5.6.1 Угол подъема линии зуба:

β'

= asin

3.5 mn.

180

= asin

3.5 4

180

= 8.95

см [4. 100]

Суммарное число зубьев.

2 αw.

β'

2 160

cos

cos 8.95

79.0

см [4. 100]

mn.

180

примем

Z := 79

угол подъема линии зуба:

Окончательный

Z mn.

180

79 4

180

= acos

acos

= 9.07

С см [4. 100]

2 αw.

160

Фактический коэффициент осевого перекрытия.

sin

sin 9.07

εβ =

β 180

180

= 1.13

см [4. 105]

Число зубьев шестерни

Z'1 :=

= 20.789

U3_4

+ 1

примем Z1 := 21 Число зубьев колеса

Z2 := Z − Z1 = 58

Фактическоепередаточнре число

КП.ДМ.06.03 00 00 ПЗ	Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

= 2.76

а принятое

3_4

= 2.8

1_2

напряжение изгиба зубьев шестерни (

σF1

Проверяем фактическое

Приведенное число зубьев:

Zv1

= 21.8

cos

9.07

180

cos β

180

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

YF1 := 3.2

Коэффициент наклона зуба:

Yβ1

−

9.07

0.935

140

Тогда:

YF1 Yβ1

σF1

KFd1

3.2 0.935

20620.0

1.12

173.0

МПа а допускаемое

[σ]F1

467

МПа;

100 4

Ft2

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса (

σF2

Приведенное число зубьев:

Zv2

= 60.2

cos

9.07

180

cos β

180

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

YF2 := 3.1

Коэффициент наклона зуба:

Yβ2

−

9.07

0.935

140

Тогда:

YF2 Yβ2

3.1 0.935

σF2

20620.0

1.12

186.0

МПа а допускаемое

Ft2

KFd1

90 4

[σ]F2 = 467

МПа;

Условия прочности изгибу колес выполнено.

5.1 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

d1 =

mn. Z1

4 21

85.1

мм; см [4. 108]

cos β

cos

9.07

180

колеса:

d2 =

mn. Z2

4 58

235.0

мм;

cos β

cos

9.07

180

Проверяем условие

+ d

= 160.05

αw. = 160

мм

Лист

КП.ДМ.06.03 00 00 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

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

Соседние файлы в папке сдать

#
10.02.2023792.2 Кб14Reduktor_14.cdw
#
10.02.2023106.81 Кб14деталировка_.cdw
#
10.02.20232.85 Mб14записка.xmcd
#
10.02.20234.22 Mб14записка_венера — копия.xmcd
#
10.02.20234.97 Mб14записка_мягков.xmcd
#
10.02.2023643.37 Кб14пз.pdf
#
10.02.202366.27 Кб14Предворительная эскизаня компоновка.cdw
#
10.02.202360.21 Кб14Привод (спецификация).cdw
#
10.02.2023118.59 Кб14привод.cdw
#
10.02.202362.75 Кб14Редуктор (спецификация).cdw
#
10.02.2023196.86 Кб14Редуктор.cdw