Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0354 / вариант 5 / сдать / рпз

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

14.02.2023

Размер:

703.06 Кб

Скачать

☆

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

Перв. примен.

Справ. №

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

шестерни

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

= 69.1

см [4. 108]

колеса

da22 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1) = 299.4

Диаметры впадин колес;

см [4. 108]

шестерни

df1 := d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 60.1

колеса

df2

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 290.4

3.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft2 := Ft2

= 1880

Н см [4. 109]

Осевое усилие

Fa2

Ft2

tan

180

1880

tan 8.55

283.0

Н см

[4. 109]

180

tan 20

Радиальное усилие

Fr2 =

Ft2

180

1880

180

= 692.0

Н см [4. 109]

cos β

cos 8.55

Нормальное усилие

180

Fn2 =

Ft2

1880

= 2023.0

см [4. 109]

cos β

cos 20

cos 8.55

cos 20

180

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

4.Расчет цилиндрической зубчатой передачи междувалами 2-3.

4.1. Исходные данные:

T3 = 1× 103 Н·м;

n2 = 322 об/мин;

примен

U3_4 = 5.6

Перв.

ω3 = 6

c-1;

Срок службы передачи: ts = 15000 часов ;

Расчетная схема приведена на рис 4.

Коэффициенты α1

= 10− 4 α2

= 0.25 α3

= 0.25 α4

= 0.5

β1

= 0.7 β2

= 0.4

KГ = 0.2 KС = 0.3

График нагрузки рис 4.

Справ. №

и дата

Подпись

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

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

дубл.

тогда: N

ts 60

C = 5.2× 107

циклов

[3, 15]

U3_4

Инв. №

15000 10− 4

Kп_н T3 = 2.2 1486.0 =

3269.0Н·м;

t1 =

ts α1 =

= 1.5 часов;

T3 =

1486.0Н·м;

ts α2

15000 0.25 =

3750.0часов;

№

β1 T3 =

0.7 1486.0 =

1040.0Н·м;

ts α3

15000 0.25 = 3750.0часов;

инв.

β2 T3 =

0.4 1486.0

594.0Н·м;

t4 =

ts α4 =

15000 0.5

7500.0часов;

Взам.

тогда:

и дата

KHE =

Подпись

KHE =

3269.0 3

1.5

1486.0 3

3750.0

1040.0 3

3750.0

594.0

7500.0

0.717

1486.0

15000

1486.0

15000

1486.0

15000

1486.0

15000

подл.

Лист

Инв. №

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

4.1.3 Наработка (N):

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

тогда:

N = ts 60

C = 15000 60

322.0

5.17e7

циклов

U3_4

5.6

NHG := 100 106

; рис. 4.6

циклов - базовое число циклов напряжений

4.1.4. Коэффициент долговечности KHd =

KHE

0.72

5.17e7

= 0.578

100 106

NHG

4.1.5. Коэффициент долговечности по изгибу(KFd):

KFE := 0.752коэффициент эквивалентности по изгибу; табл. 4.1

m := 6

NFG := 4 106 - база изгибных напряжений;

	= KFE m			6
		N
KFd			= 0.752		5.17e7	= 1.15
		NFG			4 106

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

(полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит90 мм. т. 3.3 [1]) HB1 := 320

[3, 15]

[4. 82]

[4. 77]

[1. 33]

твердость

4.2.1. Примем для колеса сталь 40Х ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость

HB2 := 300

4.2.1.4. Механические характеристики стали 45 для шестерни

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

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

для ведущего колеса

σHlimb1 = 2HB1 + 70 = 2 320 + 70 = 710.0МПа; табл. 3.2 [1. 34]

SH := 1.1

см. [1. 33];

σHadm1 =

σHlimb1

710.0

= 645.0

МПа;

[1. 292]

1.1

σFlimb1 := 700

МПа;

SF := 1.5

см [1. 44];

σFlimb1

σFadm1 =

700

467.0МПа;

1.5

для ведомого колеса

σHlimb2 = 2HB1 + 70 = 2 320 + 70 = 710.0МПа;

Лист

Изм. Лист № докум.

Подпись Дата

σHadm2 =

σHlimb2

710.0

= 645.0МПа;

1.1

σFlimb2:= 700МПа;

.примен

σFadm2 =

σFlimb2

700

467.0МПа;

1.5 =

Перв

4.3.1. Определяем коэффициент нагрузки (KH,KF);

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

Cv := 15 по табл. 4.9 [4. 95];

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

тогда:

V' =

T3 103

322.0

3 1486.0 103

U3_42 ψa

= 1.14 м/с;

.№

103

103 15

5.62 0.315

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

Справ

m := 8;

4.3.1.3 Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:

ψa

U3_4 + 1

= 0.315

5.6 + 1

1.04

d1 =

4.3.4 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

и дата

По таб. 4.11 [4. 96] определяем коэффициент динамичности: KHv := 1.1

тогда: KH :=

KHα KHβ KHv = 1.3

Подпись

4.3.5 Коэффициенты нагрузки на изгибную выносливость

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

x := 0.5 таб. 4.1 [4. 77].

дубл.

KFβ := KFβ0 (1 − x) + x = 1.075

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

.№

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

Инв

тогда: KF =

KFα KFβ KFv

1.075 1.04 =

1.12

. №

4.4.1 Предварительное межосебое расстояние по формуле:

K := 300для прямозубых передач

инв

Взам.

T3 103

300

1486.0 103

αw =

(U3_4 + 1)

= (5.6 + 1)

211.0мм

ψa

645.0 5.6

0.315

дата

см [4. 98]

σHadm2 U3_4

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

ГОСТ 2185-66 αw. :=

180мм

Подпись

4.4.2 Действительная скорость по формуле:

подл.

Лист

Инв. №

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

2 αw. π n3

2 180 π 57.5

0.164м/с см [4. 98]

(U3_4 + 1) 60 103

(5.6 + 1) 60 103

4.4.3 Фактические контактные напряжения

.примен

b2 := 75

мм - ширина колеса

Перв

σH =

270

U3_4 + 1

T3 103 =

270

5.6 + 1

1486.0

103 =

639.0МПа

αw. U3_4

180 5.6

< σHadm2 = 645 МПа

[4. 98]

Недогруз (перегруз)

Δσ :=

σHadm2 − σH

100 =

0.9

σHadm2

но изменить межосевое неможем так как его значение минимально допустимое во второй передачи

На этапе заканчиваются расчеты, связанные с контактной прочностью.

№

4.5.1 Следующии этап - определение модуля.

4.5.2 Окружная сила по формуле

Справ

Ft2

T3 103 (U3_4 + 1)

= 1486.0 103 (5.6 + 1)

9729.0Н

см [1. 99]

αw. U3_4

180 5.6

Mодуль по формуле (mn):

ширина шестерни по формуле: b1 := 1.12 b2 = 84

примем b1. := 67мм;

для прямозубых передач

3.5 Ft2 KFd KF

1.4 мм;

см [1. 104]

b1. σFadm1

и дата

Полученное значение модуля округляем до ближайшего в соответствии с единым рядом главных

параметров [4, 53]; mn. := 2мм.

4.6 Определение чисел зубьев.

Подпись

Суммарное число зубьев.

αw.

2 180

= 180.0

см [4. 100]

дубл.

примем Z := 180

Число зубьев шестерни

. №

Инв

Z'1

= 27.3

U3_4 + 1

№

примем

:= 27

инв

Число зубьев колеса

Взам.

Z2 := Z − Z1 = 153

Фактическоепередаточнре число

дата

= 5.67

а принятое U

3_4

= 5.6

3_4

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни (σF1):

Подпись

Приведенное число зубьев:

Zv1 = Z1 = 27

подл.

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101] YF1 := 3.2

Лист

Инв. №

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

Тогда:

σF1 =

YF1

Ft2 KFd KF

3.2

9729.0 1.15 1.12 =

299.0

МПа а допускаемое

67 2

σFadm1 = 467

МПа; Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса (σF2

Приведенное

число зубьев:

Zv2 = Z2 = 153

YF2 := 3.1

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

Тогда:

σF2 =

YF2

Ft2 KFd KF

3.1

9729.0 1.15 1.12 =

259.0

МПа а допускаемое

75 2

σFadm2 = 467

МПа;

Условия прочности изгибу колес выполнено. 4.1 Геометрический рачсчет Делительные диаметры:

шестерни: d1 = mn. Z1 = 2 27 = 54.0мм; см [4. 108]

колеса: d2 = mn. Z2 = 2 153 = 306.0мм;

Проверяем условие d1 +2 d2 = 180 = αw. = 180 мм Диаметры вершин колес;

шестерни da31 := d1 + 2 mn. (1 + 0.1) = 58.4 см [4. 108] колеса da32 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1) = 310.4

Диаметры впадин колес;

шестерни df1 := d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 49.4 см [4. 108]

колеса df2 := d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 301.4

4.2 Усилия участвующие в зацеплении. Окружное усилие Ft3 := Ft2 = 9729 Н см [4. 109]

Осевое усилие Fa3 = 0Н см [4. 109]

Радиальное усилие Fr3 = Ft3 tan 20 180π = 9729 tan 20 180π = 3541.0Н см [4. 109]

Нормальное усилие

Fn3 =

Ft3

9729

10353.0

см [4. 109]

cos 20

180

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

6 Предворительное конструирование колес, валов и выбор подшипников 6.1 Вал 1 - ведущий вал цилиндрической зубчатой передачи конструкция шестерни - неразборный выполнен ввиде вал-шестерня Диаметры:

Выходного конца τadm := 20МПа - для быстроходного вала

3
	T1	103
dвм :=			= 25 см [1. 161] Примем	dв1 := 38	мм принимая из ряда стандарных диаметров

	0.2	τadm

ГОСТ 6639-69 c учетом диаметра вала двигателя 0.9 dэл = 34.2 < dв1< 1.1 dэл = 41.8 мм примем dв2 := 40 мм под манжету

примем dв3 := 45 мм (с учетом стандарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ

8338-75)

dв4 := 48мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

6.2 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 зубчатого колеса. 1 ступени

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

Диаметры:

Выходного конца τadm := 23МПа - быстроходного вала

3
	T2	103
dвм :=			= 39 примем	dв7 := 35	мм (с учетом стандарта диаметров внутренней обоймы

	0.2	τadm

подшипников ГОСТ 8338-75)

примем dв8 := 40 мм (с учетом стандарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ

8338-75)

dв9 := 45 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

dв10 := 54 мм

dв11 := dв9 = 45 мм

dв12 := dв11 = 45 мм

dв13 := dв7 = 35 мм

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

Диаметры: Выходного конца

τadm := 25МПа - тихоходного вала

3
	T3	103
dвм :=			= 52 Примем	dв18 := 54	мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ

	0.2	τadm

6639-69)

примем dв14 := 60 мм (с учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ

8338-75)

Лист

Изм. Лист № докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

примем dв15 := 65мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

dв16 := 76мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

dв17 := dв14 = 60 мм

6.4 Выбор подшипников под вал 1 Примем радиально-упорный шариковый подшипник 209 ГОСТ 8338-75

посадочный диаметр внутренней обоймы dв3 = 45 мм

посадочный диаметр наружней обоймы dв2Н := 85мм ширина 16 мм

статическая грузоподъемность С01 := 25.1кН

динамическая грузоподъемность С1 := 31.2кН

6.5 Выбор подшипников под вал 2 Примем радиально-упорный роликовый подшипник 7208 ГОСТ 8338-75

посадочный диаметр внутренней обоймы dв4 := 40мм

посадочный диаметр наружней обоймы dв4Н := 80мм ширина 19 мм

статическая грузоподъемность С02 := 40кН

динамическая грузоподъемность С2 := 58.3кН

6.6 Выбор подшипников под вал 3 Примем радиально-упорный роликовый подшипник 7313 ГОСТ 8338-75

посадочный диаметр внутренней обоймы dв5 := 60мм

посадочный диаметр наружней обоймы dв4Н := 130мм ширина 33 мм

статическая грузоподъемность С03 := 120кН

динамическая грузоподъемность С3 := 161кН



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

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

L := da212 + da222 + da312 + da322 = 368.6 мм

бос := 3L = 7.2 мм примем бос := 8мм

бкр := бос = 8 мм Диаметр фундаментальных болтов:

dф := 2 3L = 14.3 мм примем dф. := 18мм Диаметр болтов: у подшипников

dпод := 0.7 dф. = 12.6 мм примем dпод := 14 мм соединяющих основание с крышкой

dосн := dпод = 14 мм

b1.. := 1.5 бос = 12 мм Толщина рёбер крышки

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

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

bфл := 1.5 dпод = 21 мм - ширины фланца без стяжных болтов δф := 1.5 dф = 21.5 мм толщина лапы фундаментального болта примем δф := 20мм

a := 170мм - 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



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

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

Соседние файлы в папке сдать

#
14.02.202356.91 Кб5Вал.cdw
#
14.02.202371.36 Кб5Колесо.cdw
#
14.02.202377.06 Кб5Компановка.cdw
#
14.02.2023136 Кб5Корпус.cdw
#
14.02.202398.44 Кб5привод.cdw
#
14.02.2023703.06 Кб5рпз.pdf
#
14.02.202340.94 Кб5Спецификация_привод.frw
#
14.02.202343.1 Кб5Спецификация_СБ.frw