Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0423 / пз

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

14.02.2023

Размер:

703.44 Кб

Скачать

☆

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

Перв. примен.

Справ. №

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

тогда:

KF := KFα KFβ KFv = 1.09

4.4.1

Предварительное межосебое

расстояние по формуле:

K := 270

- для косозубых передач

αw := (U2_3 + 1)

T3 103

= 101.9 мм см [4. 98]

σHadm2 U2_3

ψa

Принимаем с соответствии с единым рядом глабных параметров стандартное значение:

αw. := 125

мм см [4. 51]

4.4.2 Действительная скорость по формуле:

V :=

2 αw. π n2

= 0.5

м/с

см [4. 98]

(U2_3 + 1) 60 103

4.4.3 Фактические контактные напряжения

b2 := 28

мм - ширина колеса

U2_3 + 1

σH :=

σHadm2 = 872.7

270

T3 10

= 761.8 <

МПа; см [4. 98]

αw. U2_3

На этапе заканчиваются расчеты, связанные с контактной прочностью. Недогруз

Δσ := σHadm2 − σH 100 = 12.7 % в пределах допустимых значений -5% < Δσ < 15%

σHadm2

4.5.1Следующии этап - определение модуля.

4.5.2Окружная сила по формуле

F :=	T3 103 (U2_3 + 1)	= 3870	Н см [1. 99]

t3	αw. U2_3

Mодуль по формуле (mn):

ширина шестерни по формуле: b1 := 1.12 b2 = 31.4 b1. := 32 примем мм; для косозубых передач

mn := 3.5 Ft3σKFd KF = 0.46 мм; см [1. 104]

b1. Fadm1

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

4.6 Определение чисел зубьев. 4.6.1 Угол подъема линии зуба:

β' :=

3.5 mn.

180

asin

14.5

см [4. 100]

Суммарное число зубьев.

Z' :=

2 αw.

cos

β'

= 121

см [4. 100]

mn.

180

примем Z := 121

Окончательный угол подъема линии зуба:

	Z mn.	180		0
β := acos		π	= 14.5	С см [4. 100]

	2 αw.



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

Фактический коэффициент осевого перекрытия.

b2 sin

εβ :=

180

= 1.1

см [4. 105]

mn. π

Число зубьев шестерни

Z' :=

= 20.2

U2_3

+ 1

Z1 := 20

примем

Число зубьев колеса

Z2. := Z − Z1 = 101

Фактическое передаточнре число

Z2.

= 5.05

а принятое

2_3

= 5

2_3

σF1

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни (

Приведенное число зубьев:

Zv1 :=

= 22

cos

180

YF1 := 4.02

Коэффициент формы зуба по

табл. 4.13 [1. 101]

Коэффициент наклона зуба:

Yβ1

:= 1 −

= 0.9

140

Тогда:

YF1 Yβ1

σF1

Ft3 KFd

KF = 109.6

ÌÏà см [4. 101] а допускаемое

σFadm1 = 467

ÌÏà;

b1.

mn.

σF2

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса (

Приведенное число зубьев:

Zv2 :=

Z2.

= 111.4

cos

180

YF2 := 3.63

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

Коэффициент наклона зуба:

Yβ2

:= 1 −

= 0.9

140

Тогда:

YF2 Yβ2

σF2

Ft3 KFd KF = 113.1

ÌÏà а допускаемое

σFadm2 = 467

ÌÏà;

b2 mn.

Условия прочности изгибу колес выполнено.

4.1 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

d1 :=

mn. Z1

= 41

мм;

см [4. 108]

cos β

180



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

d2 :=

mn. Z2.

= 209

колеса:

мм;

cos

180

Проверяем условие

+ d2

= 125

αw.

= 125

мм

Диаметры вершин

колес;

шестерни

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

= 45.7

см [4. 108]

колеса

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

= 213.1

Диаметры впадин колес;

шестерни

df1 := d1 − 2 mn. (1.25

− 0.1)

= 36.7

см [4. 108]

колеса

df2

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1)

= 204.1

4.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft3 = 3870

Осевое усилие

Fa3 := Ft3 tan

= 1003

см [4. 109]

180

tan 20

Радиальное усилие

:= F

180

= 1455

см [4. 109]

cos

180

Нормальное усилие

Fn3 :=

Ft3

= 4255

Н см [4. 109]

cos β

cos 20

180



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

			6 Предворительное конструирование колес, валов и выбор подшипников
	6.1 Вал 2 - ведущий вал цилиндрической зубчатой передачи
	конструкция шестерни - неразборный выполнен ввиде вал-шестерня
.	Диаметðû:
. примен	Диаметðû:		τadm := 23 ÌÏà - для быстроходного вала
	Выходного конца		τadm := 23 ÌÏà - для быстроходного вала
	3	T2 103
Перв	dвм :=		= 26	см [1. 161] Примем dв1 := 26 мм принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ
		0.2 τadm
	6639-69
	примем dв2 := 28 ìì
	примем dв3 := 30 ìì принимя с учетом минимального диаметра внутренней обоймой подшипника ÃÎÑÒ
	8338-75.
	примем dв4 := 30 ìì
Справ. №
	6.2 Вал 3 - ведомый вал цилиндрической зубчатой передачи
	Конструкция вала - выполнен раздельно от зубчатого колеса.
Подпись и дата
Инв. № дубл.
Взам. инв. №
Подпись и дата
подл.				Лист
Инв. №				Лист
Инв. №	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

Диаметðû:

Выходного конца τadm := 25 ÌÏà - быстроходного вала

	3
	3		T3	103
			T3	103
dвм :=					= 43	Примем	dв5 := 40	мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
dвм :=					= 43	Примем	dв5 := 40	мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
		0.2 τadm
		0.2 τadm
dв6 :=	42		ìì

dв7 := 45 ìì принимя с учетом минимального диаметра внутренней обоймой подшипника ÃÎÑÒ 8338-75.

dв8 := 50 мм dв9 := 55 мм

dв10 := dв7 = 45 мм

6.2 Выбор подшипников под вал 2 Примем радиальный шариковый подшипник 208 ГОСТ 8338-75

посадочный диаметр внутренней обоймы dв3 = 30 мм посадочный диаметр наружней обоймы dв2Н := 62 ìì ширина 16 мм


статическая грузоподъемность	С01 := 10		êÍ
				кÍ
динамическая грузоподъемность		С1 := 19.5

6.3 Выбор подшипников под вал 3 Примем радиальный шариковый подшипник 309 ГОСТ 8338-75

посадочный диаметр внутренней обоймы dв7 = 45 ìì

посадочный диаметр наружней обоймы

dв4Н := 90

ìì

ширина 16 мм

статическая грузоподъемность

С02 := 30

êÍ

кÍ

динамическая грузоподъемность

С2 := 52.7

7 Основные размеры элементов корпуса редуктора.

Толщина стенки основания и крышки редуктора:

L := αw. 2 = 250

ìì

:= 3

= 6.3

ìì

примем

:= 8

ìì

ос

бкр := бос = 8

ìì

Диаметр фундаментальных болтов:

:= 2 3

= 12.6

ìì

примем

:= 18

ìì

ф.

Диаметр болтов: у

подшипников

dпод := 0.7 dф. = 12.6

ìì

примем

dпод := 14

ìì

соединяющих основание

с крышкой

dосн := dпод = 14

ìì

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

Лист

Изм. Лист № докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

7.2 Проверка шпонок на смятие:

σсмятия =

2 T 103

≤ σadm

d(h − t1) (l − b)

где

h -высота шпонки, мм;

t1 -глубина паза вала, мм;

-длина шпонки, мм;

-ширина шпонки, мм;

для стали

σadm := 175

МПа

2 T1 103

σсмятия_1 :=

σadm = 175

Хвостовик входной:

= 25

МПа

(h1 − t11) (L1 − b1)

в1

2 T2 103

Под колесо зубчатое вал 2:

σсмятия_2 :=

= 57

σadm = 175

МПа

dв8 (h2 − t12) (L2 − b2)

σсмятия_4 :=

2 T2 103

σadm = 175

Хвостовик выходной:

= 37

МПа

dв5 (h3 − t13) (L3 − b3)

7.3. Выводы

7.3.1.Парметры выбранных шпонок являются предварительными и могут быть изменены при дальнейших уточненных расчетах вала ослабленных шпоночным пазом.

7.3.2.Количество шпонок на валу 3 по 2 на 1 соединение.

7.3.3 Парметры выбранных шпонок являются исходными данными для дальнейших расчетов.

6. Расчет вала 2 и проверка подшипников на долговечность

6.1 Исходные данные

AB1 := 48

мм

BC1 := 48

мм

CD1 := 93

мм

BE1 := −

20.5

мм

Ft1 := Ft3 =

3870

Fa1 := Fa3 = 1003

Fr1 := Fn3 = 4255

8.1.2 Рассчетаем

реакции опор.

ΣMy (C) = 0

Fr1 BC1 − RyA1 (AB1 + BC1

+ CD1) = 0

−Fa1 BE1

−

RyA1

−Fa1 BE1

− Fr1

BC1

= −971.7

AB1

+ BC1 + CD1

RyC1

:= −RyA1

− Fr1 = −3283

ΣMx (C) = 0

(AB1 + BC1 + CD1) = 0

−Ft1 BC1

−

RxA1

−Ft1 BC1

= −983

AB1 + BC1

+ CD1

Лист

Изм. Лист № докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

RxC1 := −RxA1 − Ft1 = −2887 Н

RzA1 := 0 Н

RzC1 := Fa1 = 1 × 103 Н

8.1.3 Рассчетаем значение моментов в характерных точках по оси х. MxA1 := 0 Нм

MxC1 := 0 Нм MxD1 := 0 Нм

MxB1L := (RyA1 AB1 − Fa1 BE1 + RyC1 BC1) 10−3 = −184 Нм

MxB1R := (RyA1 AB1 + Fa1 BE1 + RyC1 BC1) 10−3 = −224.8 Нм

8.1.4 Рассчетаем значение моментов в характерных точках по оси y. MyA1 := 0 Нм

MyC1 := 0 Нм MyD1 := 0 Нм

MyB1 := (RxA1 AB1 + RxC1 BC1) 10−3 = −185.8 Нм

8.1.4 Рассчитаем суммарный изгибающий момент для всех точек.

MΣ1 := My12 + Mx12



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

	8.1.5 Расчетная схема вала ¹2
Перв. примен.
						Fr1 = 4255
Справ. №	RyA1 = −972					RyC1 = −3283
					Fa1	= 1003
			Ft1	= 3870		RzC1	= 1003
	RxA1 = −983			RzA1	= 0	RxC1 = −2887
						RxC1 = −2887
		−100	0			50	100	150
и дата	Mx	−100
и дата	Mx	−200
Подпись		−300
Подпись
дубл.		−50 0				50	100	150
	My	−100
	My	−150
. №		−150
. №		−200
Инв		−200
Инв		30
		30
№		20
инв.	Mz	20
инв.	Mz	10
Взам.		10
Взам.		300 0				50	100	150
		300 0				50	100	150
и дата	Mu	200
и дата	Mu
Подпись		100
Подпись			0			50	100	150
			0			50	100	150
подл.								Лист
Инв. №								Лист
Инв. №	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

8.1.4 Значение момента в опасном сечении: MΣb1 = 292 Нм

Расчет сечения ¹2(B).

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластической деформации в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывание предохранительного устройства).В расчете используют коэффициент

перегрузки

Kп := 2.2

Расчет площади поперечного сечения в

опасной точке вала.

π dв42

A1 :=

= 707

(мм )

Расчет момента сопротивления на изгиб.

W :=

π dв43

= 2651

(мм )

Расчет момента сопротивления на кручение.

π dв43

= 5301

Wк

(мм )

Коэффициенты концентраций напряжений выберем из таблицы.

kσ1 := 1.75

-Коэффициент концентрации напряжения по изгибу (значение табличное).

kτ1 := 1.5

-Коэффициент концентрации напряжения по кручению (значение табличное).

цикла изменения напряжения изгиба

Амплитуда

σa1

MΣb1

= 0.1

(МПа)

Коэффициент влияния

абсолютных размеров поперечного сечения

материал вала - "Сталь углеродистая" Kd1 := 0.904

Коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности Обработка вала - "Обточка чистовая"

KF1 := 0.905

Коэффициент влияния параметров поверхностного упрочнения

без упрочнения

Kv1 := 1

Коэффициент

снижения

предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе.

Kσд1 :=

kσ1

− 1

= 2.04

KF1

Kv1

Kd1

нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности вала по

Sσ1 :=

410

= 1826

(σa1 Kσд1)

Коэффициент, характеризующий

чувствительность материала вала к ассиметрии цикла и изменениям

напряжения.

- Углеродистые стали с малым содержанием углерода

ψτ2 := 0

Амплитуда цикла перемены напряжения

При не реверсивной передаче

τa1 :=

T2 103

= 8

(МПа)

2Wк

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

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

Соседние файлы в папке 0423

#
14.02.2023121.71 Кб5_спец2.cdw
#
14.02.2023126.86 Кб5Вал.cdw
#
14.02.20232.48 Mб5записка1.xmcd
#
14.02.2023106.47 Кб5Колесо.cdw
#
14.02.2023102.64 Кб5Крышка.cdw
#
14.02.2023703.44 Кб5пз.pdf
#
14.02.2023205.46 Кб5сб_часть_.cdw
#
14.02.2023378.61 Кб6сборочный.cdw
#
14.02.2023367.07 Кб5схемаолл.frw