записка

Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

С см [4. 100]

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

14.02.2023

Размер:

456.43 Кб

Скачать

☆

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

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

da21 := d1 + 2 mn. (1 + 0.1) = 36.8

шестерни

см [4. 108]

колеса

da22 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1) = 218.7

Диаметры впадин колес;

шестерни

df1 := d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1)

= 31.2

см [4. 108]

колеса

df2

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 213

4.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft2 := Ft2 = 1483

см [4. 109]

Осевое усилие

Fa2 := Ft2 tan β

= 211

Н см [4. 109]

180

tan

Радиальное усилие

:= F

180

= 545

см [4. 109]

cos β

180

Нормальное усилие

Fn2 :=

Ft2

= 1594

Н см [4. 109]

cos β

cos 20

180

4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи между валами 2-3.

4.1. Исходные данные: T3 = 327 Н·м;

T2 = 160 Н·м;

n3 = 243 îá/ìèí; n2 = 1532 îá/ìèí; U3_4 = 4.5

ω3 = 25.5 c-1;

Срок службы передачи: ts = 25000 часов ;

Коэффициенты а1 := 0.3, а2 := 0.2 в1 := 0.7, в2 := 0.2 tn := 0.003 График нагрузки рис 3.



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

Рис 3. График нагрузки.

3.1.1.Время работы передачи: ts = 25000 часов;

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

M1 := Kп_н T3 = 720 Н·м;

:= ts tn = 75

часов;

M2 := T3 = 327

Н·м;

t2 :=

(ts − t1) а1 = 7478 часов;

M3 := в1 T3 = 229

Н·м;

t3 := (ts − t1) а2 = 4985

часов;

M4 := в2 T3 = 65

Н·м;

t4 := ts − t1 − t2 − t3 = 12463

часов;

тогда:

KHE :=

= 0.74

[3, 15]

4.1.3 Наработка (

N):

- число

C := 1

вхождений в зацепление зубьев колеса за один его оборот;

тогда:

N := ts 60

C = 8.1 × 107

циклов

см. [3, 15]

U3_4

NHG := 100 106

циклов - базовое число циклов напряжений; рис. 4.6 [4. 82]

4.1.4. Коэффициент долговечности

KHd := KHE

= 0.69

NHG

4.1.5. 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;

KFd := KFE

= 1.24

см [1. 33]

NFG

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

4.2. Выбор материалов 4.2.1. Примем для шестерни сталь 40Х ГОСТ1050-88 с термообработкой - закалка твердость

(полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 90 мм. т. 3.3 [1]) HB1 := 400

4.2.1. Примем для колеса сталь 40Х ГОСТ1050-88 с термообработкой - закалка твердость HB2 := 370

4.2.1.4. Механические характеристики стали 45 для шестерни

	σв1 := 780	МПапредел прочности
	σв1 := 780

	σT1 := 440	МПапредел текучести
	σT1 := 440
для колеса

	σв2 := 690	ÌÏà
	σT2 := 340	ÌÏà
	σT2 := 340

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

для ведущего колеса

ÌÏà;

σHlimb1 := 2HB1 + 70 = 870

табл. 3.2 [1. 34]

SH := 1.1

см. [1. 33];

σHadm1 :=

σHlimb1

= 791

ÌÏà;

[1. 292]

σFlimb1 := 700

ÌÏà;

SF := 1.5

см [1. 44];

σFadm1 :=

σFlimb1

= 467

ÌÏà;

для ведомого колеса

σHlimb2 := 2HB2 + 70 = 810

ÌÏà;

σHadm2 :=

σHlimb2

= 736

ÌÏà;

σFlimb2 := 700

ÌÏà;

σFadm2 :=

σFlimb2

= 467

ÌÏà;

4.3.1. Определяем коэффициент нагрузки (KH,

);

4.3.2 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:

103

V' :=

= 0.96

м/с;

103 Cv

U3_42 ψa

4.3.3 Степень точности по табл. 4.10

[4. 96]:

m := 8;

4.3.1.3 Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:

ψa

U3_4 + 1

= 0.9

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

4.3.4 Коэффициенты нагрузки на контактную выносливость.

По таб. 4.7 (4. 93] определяем коэффициент концентрации KHβ0 := 1.1

x := 0.75 таб. 4.1 [4. 77].

KHβ := KHβ0 (1 − x) + x = 1.025

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 = 1.2

4.3.5 Коэффициенты нагрузки на изгибную выносливость

4.3.5.1 По таб. 4.8 [4. 94] определяем коэффициент концентрации: KFβ0 := 1.1

x := 0.5 таб. 4.1 [4. 77].

KFβ := KFβ0 (1 − x) + x = 1.05

4.3.6Определяем коэффициент распределения нагрузки: KFα := 1 [4. 92]

4.3.7По таб. 4.12 [4, 97] определяем коэффициент динамичности KFv := 1.04 тогда: KF := KFα KFβ KFv = 1.09

4.4.1Предварительное межосебое расстояние по формуле: K := 300 - для прямозубых передач

	3
αw := (U3_4 + 1)		K	2	T4	103

						= 179 мм см [4. 98]
		σHadm2 U3_4			ψa

Принимаем с соответствии с единым рядом глабных параметров стандартное значение: αw. := 190 мм см [4. 51]

4.4.2 Действительная скорость по формуле:

V :=

2 αw. π n3

= 0.9

м/с

см [4. 98]

(U3_4 + 1) 60 103

4.4.3 Фактические контактные

напряжения

b2 := 60

мм - ширина колеса

U3_4 + 1

σH :=

σHadm2 = 736.4

270

T4 10

= 605

МПа; см [4. 98]

αw. U3_4

На этапе заканчиваются расчеты, связанные с контактной прочностью. Недогруз

Δσ := σHadm2 − σH 100 = 17.8 %

σHadm2

4.5.1Следующии этап - определение модуля.

4.5.2Окружная сила по формуле

F :=	T3 103 (U3_4 + 1)	= 2106	Н см [1. 99]
F :=	αw. U3_4	= 2106	Н см [1. 99]
t3

Mодуль по формуле ( mn):

ширина шестерни по формуле: b1 := 1.12 b2 = 67.2 b1. := 70 примем мм; для косозубых передач

mn := 3.5 Ft3σKFd KF = 0.31 мм; см [1. 104]

b1. Fadm1

Полученное значение модуля округляем до ближайшего в соответствии с единым рядом главных параметров [4, 53]; mn. := 1.25 мм.



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

4.6 Определение чисел зубьев. 4.6.1 Угол подъема линии зуба:

β' :=		3.5 mn.	180	= 4.2	0
	asin		π		С см [4. 100]

		b2

Суммарное число зубьев.					π
Z' :=	2 αw.	cos	β	'		= 303.2 см [4. 100]
	mn.
					180

примем Z := 303

Окончательный угол подъема линии зуба:

Фактический коэффициент осевого перекрытия.
		b2 sin β			π
εβ :=		b2 sin β			180
						= 1.2	см [4. 105]
			mn. π			= 1.2	см [4. 105]
Число зубьев шестерни
Z'1 :=		Z		= 55.1
Z'1 :=	U3_4 + 1			= 55.1
	U3_4 + 1

примем Z1 := 55

Число зубьев колеса Z2. := Z − Z1 = 248

Фактическое передаточнре число

U'3_4 :=

Z2.

= 4.51

а принятое

U3_4 = 4.5

σF1

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни (

Приведенное число зубьев:

Zv1 :=

= 55.5

cos β

180

YF1 := 3.61

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [1. 101]

Коэффициент наклона зуба:

Yβ1 := 1 −

0.97

140

Тогда:

YF1 Yβ1

σF1 :=

Ft3 KFd KF = 113.9

ÌÏà см [4. 101] а допускаемое

σFadm1 = 467

ÌÏà;

b1. mn.

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса (σF2

Приведенное число зубьев:

Zv2 :=

Z2.

= 250.5

cos β

180

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101] YF2 := 3.63



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

Коэффициент наклона зуба: Yβ2 := 1 − 140β = 0.97 Тогда:

YF2 Yβ2

σF2 :=

Ft3

KFd KF = 133.6

ÌÏà а допускаемое

σFadm2 = 467

ÌÏà;

b2 mn.

Условия прочности изгибу колес выполнено.

4.1 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

d1 :=

mn. Z1

= 69

мм;

см [4. 108]

cos β

180

d2 :=

mn. Z2.

= 311

колеса:

мм;

cos β

180

Проверяем условие

+ d

= 190

αw. = 190

мм

Диаметры вершин колес;

шестерни

da31 := d1 + 2 mn. (1 + 0.1)

= 71.7

см [4. 108]

колеса

da32 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1) = 313.8

Диаметры впадин колес;

шестерни

df1 :=

−

2 mn.

(1.25 − 0.1) = 66.1

см [4. 108]

колеса

df2

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 308.1

4.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft3 = 2106

Осевое усилие

Fa3 := Ft3 tan

= 171

см [4. 109]

180

tan 20

Радиальное усилие

:= F

180

= 769

см [4. 109]

cos β

180

Нормальное усилие

Fn3 :=

Ft3

= 2248

Н см [4. 109]

cos β

cos

180



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

	5 Придворительное конструирование колес, валов и выбор подшипников
	5.1 Вал 1 - ведущий вал цилиндрической зубчатой передачи
	конструкция шестерни - неразборный выполнен ввиде вал-шестерня
.	Диаметðû:				τadm := 20 ÌÏà - для быстроходного вала
.примен	Выходного конца				τadm := 20 ÌÏà - для быстроходного вала
.примен		3		3
Перв	dв1 :=		T1	10	= 20 см [1. 161]Примем dв1 := 25 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ
		0.2 τadm
	6639-69)
	примем dв2 := 30 мм (с учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)
	примем dв4 := 35 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
	примем dв5 := dв2 = 30 ìì
Справ. №
	5.2 Вал 2 - ведомый вал 1 ступени и ведущий вал зубчатой передачи 2 ступени
	Конструкция вала - выполнен в виде вала-шестерни для 2 ступени и отдельно от конического колеса.
	1 ступени

Подпись и дата

дубл.
Инв. №

Взам. инв. №

и дата
Подпись	Диаметðû:			τadm := 21 ÌÏà - быстроходного вала
	Диаметðû:
	Выходного конца
подл.
Инв. №							Лист

	Изм.	Лист	№ докум.		Подпись	Дата
	Изм.	Лист	№ докум.		Подпись	Дата

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

3
	T2	103

d :=			= 34 Примем	d	в6	:= 30	мм (с учетом стандарта диаметров внутренней обоймы

в6	0.2	τadm

подшипников ГОСТ 8338-75)

примем dв7 := 42 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

dв8 := 54 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69) dв9 := dв8 = 54 ìì

dв10 := dв6 = 30 ìì

5.3 Вал 3 - ведомый вал зубчатой цилиндрической передачи(ступень 2) и ведущий вал цепной передачи(ступень 3) Конструкция вала - выполнен раздельно от звездочки 3 ступени и раздельно от ведомого колеса. 2 ступени

Диаметðû:

Выходного конца τadm := 24 ÌÏà - тихоходного вала

3
3		T3	103
		T3	103
d :=					= 41	Примем	d := 50	мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
d :=					= 41	Примем	d := 50	мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
в15		0.2	τadm				в15
		0.2	τadm
	dв14 := 55					учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)
примем	dв14 := 55			ìì (ñ

примем dв13 := 62 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

dв12 := 70 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69) dв11 := dв14 = 55 ìì

5.3 Вал 4 - вал цепной передачи передачи и барабана (ступень 3) Конструкция колеса - выполнен отдельно от ведомой звездочки ступени 3 Диаметры:

Выходного конца τadm := 25 ÌÏà - тихоходного вала

T4 103

d :=

= 64

Примем

d := 60

ìì

в16

0.2 τadm

в16

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

5.4 Выбор подшипников под вал 1 Примем радиальный роликовый подшипник 42306 ГОСТ 8338-75

посадочный диаметр внутренней обоймы dв2 = 30 мм посадочный диаметр наружней обоймы dв2Н := 72 ìì

ширина 19 мм статическая грузоподъемность С01 := 20 êÍ

динамическая грузоподъемность С1 := 36.9 кÍ

5.5 Выбор подшипников под вал 2 Примем радиальный шариковый подшипник 306 ГОСТ 8338-75

посадочный диаметр внутренней обоймы dв6 = 30 мм посадочный диаметр наружней обоймы dв6Н := 72 ìì

ширина 19 мм статическая грузоподъемность С02 := 14 êÍ

динамическая грузоподъемность С2 := 28 кÍ

5.6 Выбор подшипников под вал 3 Примем радиальный шариковый подшипник 412 ГОСТ 8338-75

посадочный диаметр внутренней обоймы dв14 = 55 мм посадочный диаметр наружней обоймы dв6Н := 170 ìì

ширина 32 мм статическая грузоподъемность С03 := 74 êÍ

динамическая грузоподъемность С3 := 115 кÍ

5.7 Выбор подшипников под вал 4 Примем радиальный шариковый подшипник 211 ГОСТ 8338-75

посадочный диаметр внутренней обоймы dв16 = 60 мм посадочный диаметр наружней обоймы dв16Н := 100 ìì

ширина 34 мм статическая грузоподъемность С04 := 25 êÍ

динамическая грузоподъемность С4 := 43 кÍ

6 Основные размеры элементов корпуса редуктора. Толщина стенки основания и крышки редуктора:

L := da212 + da222 + d2a31 + da322 = 320.5 ìì

:= 3

ìì

6.8

ìì

примем

ос

:= 8

ос

бкр := бос =

ìì

Диаметр фундаментальных болтов:

:= 2 3

= 13.7

ìì

примем

ф.

:= 18

Диаметр болтов: у

подшипников

dпод := 0.7 dф. = 12.6

ìì

примем dпод := 14 ìì

соединяющих основание с крышкой dосн := dпод = 14 ìì



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

Толщина нижнего фланца крышки b1.. := 1.5 бос = 12 мм

Толщина рёбер крышки

m1 := 0.8 бос = 6.4 мм примем m1 := 10 мм

δфл := dпод = 14 мм - толщина фланца по разъему

bфл := 1.5 dпод = 21 мм - ширины фланца без стяжных болтов δф := 1.5 dф = 20.5 мм толщина лапы фундаментального болта примем δф := 20 мм

a := 170 мм - наибольший радиус колеса

Ha := 1.06 a = 180 мм высота центров цилиндрических редукторов примем Ha := 210 мм

rmin := 0.25 бос = 2 мм - радиус сопряжения элементов корпуса 1min := 0.5 бос = 4 мм - зазор между торцами зубчатых колес

2min := 0.8 бос = 6.4 мм - зазор между торцом колеса и внутренними деталями

3min := 1.25 бос = 10 мм - зазор междувершиной большего колеса и стенкой корпуса

7 Подбор и проверка шпонок.

7.1 Выбор шпонок.

	в
	t2
h
	t1							r
					lр			r
					lр
					l
	d
	рис. 7 Шпоночное соединение
Таблица 7.1
Вал	Место установки	d	dср	b	h	t1	t2	L	lр
1	Под муфту (хвостовик)	25	25	8	7	4	3.3	32	24
2	Под зубчатое колесо.	42	42	12	8	5	3,3	40	28
3	Под зубчатое колесо.	62	62	18	11	7	4,4	56	38
4	Под муфту (хвостовик)	50	50	14	9	5.5	3.8	70	56

Лист

Изм. Лист № докум.

Подпись Дата

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

Соседние файлы в папке 2

#
14.02.20232.27 Mб511.xps
#
14.02.2023257.3 Кб5Вал_быстроходный.cdw
#
14.02.2023135.38 Кб5Вал_тихоходный.cdw
#
14.02.2023456.43 Кб5записка.pdf
#
14.02.20232.3 Mб5записка2.xmcd
#
14.02.2023136.05 Кб5колесо.cdw
#
14.02.2023266.75 Кб5Компоновка.cdw
#
14.02.2023158.63 Кб5кр_кор1.cdw
#
14.02.2023126.55 Кб5кр_кор2.cdw