Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0299 / 2 группа / варинат 23 скинул / рпз

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

14.02.2023

Размер:

553.2 Кб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 42 3 4 > Следующая >>>

dae2

de2

250.0

3.17

cos 70.7

252.0

мм

hae1 cos δ2

180

Внешний диаметр впадин зубьев

δ1

dfe1

de1

180

99.4

2.27

cos

19.3

180

104.0

мм

hfe1 cos

δ2

dfe2

de2

180

250.0

2.27

cos 70.7

180

252.0

мм

hfe1 cos

5.4 Усилия участвующие в конической передачи.

Окружное усилие

Ft2 = Ft = 5871

Радиальное усилие

Fr2

tan 20

cos δ2

5871.0

tan 20

cos 70.7

706.0

180

Осевое усилие

Fа3 = Fr2 = 706

δ1

Fа2

tan

cos

5871.0

tan

cos

19.3

2016.0

180

Fr3 := Fа2 = 2.016× 103

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

5.Расчет цилиндрической зубчатой передачи междувалами 3-4.

5.1. Исходные данные:

T2 = 232 Н·м; T3 = 629 Н·м; n2 = 177 об/мин; n3 = 62 об/мин; U1_2 = 4

ω3 = 6.5 c-1;

Срок службы передачи: L = 4 года;

5.1.1.Время работы передачи: ts = L 365 0.5 24 0.33 = 4 365 0.5 24 0.33 = 5781.0часов;

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

KHE := 0.6

5.1.3 Наработка (N):

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

тогда:

= ts 60

C =

5781.0 60

707.0

6.13e7

циклов

U1_2

15]

100 10

циклов - базовое число циклов напряжений; рис. 4.6

NHG :=

[3,

[4. 82]

			6			6
				N
				N			6.13e7
5.1.4. Коэффициент долговечности K	Hd	= K				= 0.6	6.13e7	= 0.553
5.1.4. Коэффициент долговечности K		= K				= 0.6		= 0.553
		HE			NHG		100 106
					NHG		100 106

5.1.5. Коэффициент долговечности по изгибу(KFd):

KFE := 0.752

- коэффициент эквивалентности по изгибу; табл. 4.1

[4. 77]

m := 6

NFG :=

4 106

- база изгибных напряжений;

6.13e7 = 1.19

= 0.752

[1. 33]

NFG

4 106

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

что диаметр заготовки шестерни не превысит 90 мм. т. 3.3 [1]) HB1 := 360

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

σв1 := 780 МПапредел прочности σT1 := 440 МПапредел текучести для колеса

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

		МПа
σв2 := 690		МПа
σT2 := 340		МПа

5.2.2. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного выкрашивания и изгибным напряжениям.

для ведущего колеса

σHlimb1 = 2HB1 + 70

= 2 360 + 70 = 790.0

МПа; табл. 3.2 [1. 34]

SH := 1.1

см. [1. 33];

σHadm1 =

σHlimb1

790.0

= 718.0

МПа;

[1. 292]

1.1

σFlimb1:= 700

МПа;

SF := 1.5

σFlimb1

см [1. 44];

σFadm1 =

700

= 467.0

МПа;

1.5

для ведомого колеса

МПа;

σHlimb2= 2HB2 + 70 = 2 350 + 70 = 770.0

σHadm2 =

σHlimb2

770.0

= 700.0

МПа;

1.1

σFlimb2:= 700

МПа;

σFadm2 =

Flimb2

700

= 467.0МПа;

1.5

5.3.1. Определяем коэффициент нагрузки (KH,KF);

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

Cv := 15по табл. 4.9 [4. 95];

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

		3				3
	n1		T3 103
V' =				=	707.0		629.0 103	= 2.36м/с;
	103 Cv		U1_22 ψa
					103 15		42 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

U1_2

+ 1

0.315

4 + 1

= 0.787

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

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

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:

K := 270

- для косозубых передач

T 103

270

232.0 10

αw = (U1_2

+ 1)

(4 + 1)

95.0мм

σHadm2U1_2

ψa

700.0 4

0.315

см [4. 98]

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

ГОСТ 2185-66

αw. := 125

мм

5.4.2 Действительная2 αw. π n1

скорость2 125по формуле707.0 :

1.85

м/с см [4. 98]

(U1_2 + 1) 60 103

(4 + 1) 60 103

5.4.3 Фактические контактные напряжения

b2 := 40

мм - ширина колеса

U1_2 + 1

U1_2

+ 1

4 + 1

σH

T2 103

4 + 1

232.0 103

270

= 270

460.0

МПа

αw. U1_2

125 4

σHadm2 = 700

МПа

[4. 98]

Недогруз (перегруз

)

Δσ

σHadm2 − σH

100 = 34.29

σHadm2

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

5.5.1 Следующии этап - определение модуля. 5.5.2 Окружная сила по формуле

Ft2

T2 103 (U1_2 + 1)

232.0 103 (4 + 1)

2320.0

см [1. 99]

αw. U1_2

125 4

Mодуль по формуле (

ширина шестерни по

b1 := 1.12 b2

= 44.8

примем

b1. := 45

мм;

формуле:

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись Дата

для косозубых передач
m :=	3.5 Ft2 KFd KF	= 0.51	мм;	см [1. 104]

n	b1. σFadm1

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

5.6 Определение чисел зубьев. 5.6.1 Угол подъема линии зуба:

β'

3.5 mn.

180

3.5 2

180

asin

10.1

см [4. 100]

Суммарное число зубьев.

2 αw.

cos

β'

2 125

cos

10.1

123.0

см [4. 100]

mn.

180

примем

Z := 123

угол подъема линии зуба:

Окончательный

Z mn.

180

123 2

180

acos

10.3

С см [4. 100]

2 αw.

125

Фактический коэффициент осевого перекрытия.

sin

sin 10.3

εβ =

180

1.14 см [4. 105]

Число зубьев шестерни

Z'1 := U1_2 + 1 = 24.6

примем Z1 := 24 Число зубьев колеса

Z2 := Z − Z1 = 99

Фактическоепередаточнре число

U'2_3 := Z2 = 4.13 а принятое U1_2 = 4 Z1

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни (σF1): Приведенное число зубьев:

Zv1

25.2

cos

180

cos 10.3

180

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

YF1 := 3.2

Коэффициент наклона зуба:

Yβ1

−

10.3

0.926

140

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Тогда:

σF1

YF1 Yβ1

3.2 0.926

2320.0

1.19

1.12

102.0

МПа а допускаемое

Ft2

KFd

45 2

σFadm1 = 467

σF2

МПа; Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса (

Приведенное число зубьев:

Zv2 =

104.0

cos

cos 10.3

180

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

F2 := 3.1

Коэффициент наклона зуба:

Yβ2

−

10.3

0.926

140

Тогда:

σF2

YF2 Yβ2

3.1 0.926

2320.0

1.19

1.12

111.0

МПа а допускаемое

Ft2

KFd

40 2

σFadm2 = 467

МПа;

Условия прочности изгибу колес выполнено.

5.1 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

d1 =

mn. Z1

2 24

48.8

мм; см [4. 108]

cos

10.3

180

колеса:

d2 =

mn. Z2

2 99

201.0

мм;

cos β

cos

10.3

180

+ d

Проверяем условие

= 124.9

αw. = 125

мм

Диаметры вершин

колес;

da21 := d1 + 2 mn. (1 + 0.1) = 53.2

шестерни

см [4. 108]

колеса

da22 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1) = 205.4

Диаметры впадин колес;

шестерни

df1 := d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 44.2

см [4. 108]

колеса

df2

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 196.4

5.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие Ft2 := Ft2 = 2320

Н см [4. 109]

Осевое усилие Fa2 = Ft2 tan β 180π = 2320 tan 10.3 180π = 422.0Н см [4. 109]

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

tan 20

180

Радиальное усилие

2320

= 858.0

Н см [4. 109]

cos β

180

cos

10.3

180

Нормальное усилие

Fn2 =

Ft2

2320

2509.0

см [4. 109]

cos

10.3

cos

180

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

3Придворительный расчет и конструирование валов.

3.1Вал 1 - ведущий вал цилиндрической зубчатой передачи, конструкция шестерни - неразборный выполнен ввиде вал-шестерня Диаметр:

dв1

7 3

T2 = 7 3

= 43

мм

с. 45 [2]

232.0

dв1

= 25

Примем

мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

dв2

≥ dв1 + 2 tцил

где

tцил = 3.5

ммвысота заплечника

с. 45 [2]

dв2

dв1 + 2 tцил =

25 + 2 3.5 = 32

мм

примем

dв2

= 30

мм (с учетом сдантарта диаметров манжет ГОСТ8752-79 и подшипников)

dв3

≥ dв2 +

3 r

где

= 2.5

мм координата фаски подшипника.

с. 45 [2]

dв3

dв2 + 3 r =

30 + 3 2.5 = 37.5

мм

примем

dв3

= 35

мм (принимая из ряда

стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

мм

dв4 = dв3

= 35

dв5 = dв2

= 30 мм

Предворительная компановка вала 1 представлена на рис 3.

Рис 3. Предворительная компановка вала 1

3.2 Вал 2 - ведомый вал зубчатой передачи.

Конструкция вала - выполнен отдельно от зубчатого колеса. Диаметр:

dв6 = 6 3T3 = 6 3629.0 = 51.4 мм

Примем dв6 = 36 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

dв7 ≥ dв6 + 2 tцил где tцил = 4 ммвысота заплечника dв7 = dв6 + 2 tцил = 36 + 2 4 = 44 мм

примем dв7 = 45мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и с учетом

сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75 ) dв8 ≥ dв7 + 3 f где f = 1.6ммразмер фаски колеса

dв8 = dв7 + 3 f = 45 + 3 1.6 = 49.8 мм

с. 45 [2]

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

примем dв8 = 52мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

с. 45 [2]

dв10 = dв7 = 45 мм dв9 = 55 мм

Предворительная компановка вала 2 представлена на рис 4.

Рис 4. Предворительная компановка вала 2

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

4. Предварительный выбор подшипников и торцевых крышек.

Согласно с.50-51 [2] выбираем подшипники, с. 464, табл. 24.15 [2]: 4.1 Выбор подшипников под вал 1

Так как на валу присутствует незначительная осевая нагрузка примем шариковый радиальный однорядный подшипник 106 ГОСТ 8338-75 рис 6.

Рис 6. Подшипник 106 ГОСТ 8338-75.

посадочный диаметр внутренней обоймы dв2 = 30 мм

посадочный диаметр наружней обоймы dв4Н = 55 мм

ширина 13 мм статическая грузоподъемность С01 = 7кН

динамическая грузоподъемность С1 = 13.3кН

4.2 Выбор подшипников под вал 2

Так как на валу присутствует незначительная осевая нагрузка примем шариковый радиальный однорядный подшипник 109 ГОСТ 8338-75 рис 7.

посадочный диаметр внутренней обоймы dв7 = 45 мм

посадочный диаметр наружней обоймы dв5Н = 75 мм ширина 16 мм

статическая грузоподъемность С03 = 12.2 кН

динамическая грузоподъемность С2 = 21.2кН

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

<<< < Предыдущая 12 / 42 3 4 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке варинат 23 скинул

#
14.02.20231.47 Mб91.xps
#
14.02.202350.61 Кб9вал_тихоходный.cdw
#
14.02.20233.53 Mб9Вариант 27.xmcd
#
14.02.2023120.87 Кб9Редуктор.cdw
#
14.02.2023553.2 Кб9рпз.pdf
#
14.02.2023129.18 Кб9сп1.cdw
#
14.02.2023246.37 Кб9сп2.cdw
#
14.02.202361.03 Кб9Эпюры валов.cdw