Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0452 / Вариант 15 / Вариант 15 / рпз

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

14.02.2023

Размер:

551.69 Кб

Скачать

☆

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

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

T 103

270

405.0

αw

= (U2_3

(3.55 + 1)

= 104.0

мм

+ 1)

ψa

791.0 3.55

0.315

σHadm2U2_3

см [4. 98]

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

ГОСТ 2185-66 αw. := 100 мм

5.4.2 Действительная2 αw. π n2 скорость2по100формуле188.0:

(U2_3 + 1) 60 103

0.433м/с см [4. 98]

(3.55 + 1) 60 103

5.4.3 Фактические контактные напряжения

b2 := 40мм - ширина колеса

σH

U2_3 + 1

270

3.55 + 1

405.0 103 =

743.0

270

T3 103 =

МПа

αw. U2_3

100 3.55

σHadm2 = 791 МПа

[4. 98]

Недогруз (перегруз)

Δσ :=

σHadm2 − σH 100 = 6.07

% не находится в пределах допустимых значений -5% < Δσ < 15%

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

T3 103 (U2_3 + 1)

405.0 103 (3.55 + 1)

5190.0Н

см [1. 99]

αw. U2_3

100 3.55

Mодуль по формуле (mn):

ширина шестерни по формуле: b1 := 1.12 b2

= 44.8

примем b1. := 45мм;

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

для косозубых передач

3.5 Ft2 KFd KF

0.94

мм;

см [1. 104]

b1. σFadm1

Полученное значение модуля

округляем до ближайшего в соответствии с единым рядом главных

параметров [4, 53];

mn. := 2

мм.

5.6 Определение чисел зубьев.

5.6.1 Угол подъема линии зуба:

β'

3.5 mn.

180

3.5 2

180

= asin

asin

10.1

см [4. 100]

Суммарное число зубьев.

2 αw.

cos

β'

2 100

cos

10.1

98.5

см [4. 100]

mn.

180

примем

Z := 98

Окончательный

угол подъема линии зуба:

Z mn.

180

98 2

180

β = acos

acos

11.5

С см [4. 100]

2 αw.

100

Фактический коэффициент осевого перекрытия.

sin β

sin

11.5

εβ =

180

= 1.27

см [4. 105]

Число зубьев шестерни

Z'1 :=

= 21.538

U2_3

+ 1

примем

Z1 := 21

Число

зубьев колеса

Z2 := Z − Z1 = 77

Фактическоепередаточнре число

= 3.67

а принятое

2_3

= 3.55

2_3

σF1

Проверяем фактическое

напряжение изгиба зубьев шестерни (

Приведенное число зубьев:

Zv1 =

= 22.3

cos 11.5

180

cos β 180

YF1 := 3.2

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

Коэффициент наклона зуба:

Yβ1

−

11.5

0.918

140

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Тогда:

σF1

YF1 Yβ1

3.2 0.918

5190.0

0.97

1.12

184.0МПа а допускаемое

45 2

Ft2

KFd

σFadm1 = 467 МПа; Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса (σF2):

Приведенное число зубьев:

Zv2 =

= 81.8

cos

11.5

180

YF2 := 3.1

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

Коэффициент наклона зуба:

Yβ2

−

11.5

0.918

140

Тогда:

YF2 Yβ2

= 3.1 0.918

σF2

5190.0

0.97

1.12

201.0

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 21

42.9

мм; см [4. 108]

cos

11.5

180

колеса:

d2 =

mn. Z2

2 77

157.0

мм;

cos β

cos

11.5

180

+ d

Проверяем условие

= 99.95

αw. = 100

мм

Диаметры вершин

колес;

da21 := d1 + 2 mn. (1 + 0.1) = 47.3

шестерни

см [4. 108]

колеса

da22 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1) = 161.4

Диаметры впадин колес;

шестерни

df1 := d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 38.3

см [4. 108]

колеса

df2

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 152.4

5.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие Ft2 := Ft2 = 5190

Н см [4. 109]

Осевое усилие Fa2 = Ft2 tan β 180π = 5190 tan 11.5 180π = 1055.0Н см [4. 109]

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

tan 20

180

Радиальное усилие

5190

= 1927.0

Н см [4. 109]

cos β

180

cos

11.5

180

Нормальное усилие

Fn2 =

Ft2

5190

5636.0

см [4. 109]

cos

11.5

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

8 3

T2 = 8 3

= 39.5

мм

с. 45 [2]

120.0

dв1

= 30

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 =

30 + 2 3.5 = 37

мм

примем

dв2

= 40

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 =

40 + 3 2.5 = 47.5

мм

примем

dв3

= 45

мм (принимая из ряда

стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

мм

dв4 = dв3

= 45

dв5 = dв2

= 40 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 = 7 3T3 = 7 3405.0 = 51.8 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 = 50мм (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 208 ГОСТ 8338-75 рис 6.

Рис 6. Подшипник 208 ГОСТ 8338-75.

посадочный диаметр внутренней обоймы dв2 = 40 мм

посадочный диаметр наружней обоймы dв4Н = 80 мм ширина 18 мм

статическая грузоподъемность С01 = 17.8кН

динамическая грузоподъемность С1 = 32кН

4.2 Выбор подшипников под вал 2

Так как на валу присутствует незначительная осевая нагрузка примем шариковый радиальный однорядный подшипник 209 ГОСТ 8338-75 рис 7.

посадочный диаметр внутренней обоймы dв7 = 45 мм

посадочный диаметр наружней обоймы dв5Н = 85 мм ширина 19 мм

статическая грузоподъемность С03 = 18.6 кН

динамическая грузоподъемность С2 = 33.2кН

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Рис 8. Подшипник 209 ГОСТ 8338-75.

Рис.8 Крышка

Рис.9 Манжета

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

6. растояние между деталями передачи.

Чтобы поверхности вращающихсяколес не задевали за внутренние поверхности стенок

корпуса, между ними оставляют зазор(рис 10) с.48[2]

x = 3 L + 3

где

L :=

da1

da2

44.84

211.12

= 128 мм где

da1 = 44.84

мм - диаметр вершин шестерни

da2 = 211.12 мм - диаметр вершин колеса

x = 3 L + 3 = 3 127.98 + 3 = 8.039 примем

x = 10

Растояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора:

0.4 x =

0.4 10 = 4 мм

LП1

lП1

lоп

da2

lП2

LП2

Рис 10. Компановка редуктора.

7. Выбор материалов для зубчатых колес.

Для шестерни выбираю Сталь 40X (HRC=49, приложение№1), для колеса Сталь

45(HRC=28.5 , приложение№1), 170 табл. 8.7 [1].

7.1 Расчет допускаемых напряжений.

Расчет был выполнен с помощью ЭВМ (см. приложение №1)

8. Расчет межосевых расстояний. Определение размеров зубчатых колес.

Расчет был выполнен с помощью ЭВМ (см. приложение №1)

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

9.Выбор способов смазывания и смазочных материалов.

Применяю картерное смазывание, т. к. окружная скорость

	V =	π n2 d2 10− 3	=	π 188.0 157.0 10− 3		= 3.1	м/сек
		30
				30
где					d2 = 157		мм делительный диаметр колеса.
	n2 частота вращения тихоходного вала,

Выбираю масло марки И-Г-А-32 с.198 табл. 11.1 и 11.2 [2]. Погружаем в масло колеса обеих степеней передачи(рис.11). Допустимый уровень погружения колеса в масляную ванну:

m = 2.5мм - модуль зацепления

hm = 0.5 (4 m + 0.25 d2) = 0.5 (4 2.5 + 0.25 157.0) = 24.6 мм примем hm = 22 мм

Рис.13 Уровень масла.

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

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

Соседние файлы в папке Вариант 15

#
14.02.202360.98 Кб14Быстроходный вал.cdw
#
14.02.2023105.62 Кб15Одноступенчатый редуктор.cdw
#
14.02.2023551.69 Кб14рпз.pdf
#
14.02.202359.63 Кб14Спецификация.spw
#
14.02.202359.66 Кб14Эпюры валов.cdw