Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0485 / сдать / рпз

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

14.02.2023

Размер:

1.19 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 52 3 4 5 > Следующая >>>

x := 0.5 таб. 4.1 [4. 77].

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

тогда: KF :=

KFα KFβ KFv = 1.12

4.4.1 Предварительное межосебое расстояние по формуле:

K := 270для косозубых передач

T 103

270

354.0

αw

(U2_3

= (4.5

+ 1)

= 133.0

мм

+ 1)

ψa

536.0 4.5

0.315

σHadm2U2_3

см [4. 98]

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

ГОСТ 2185-66 αw. := 130 мм

5.4.2 Действительная2 αw. π n2

скорость2по130формуле87.6 :

(U2_3 + 1) 60 103

0.217м/с см [4. 98]

(4.5 + 1) 60 103

5.4.3 Фактические контактные напряжения

b2 := 44мм - ширина колеса

σH

U2_3 + 1

U2_3

+ 1

270

4.5 + 1

354.0 103 =

534.0 МПа

270

T2 103 =

αw. U2_3

130 4.5

< σHadm2 = 536 МПа

[4. 98]

Недогруз (перегруз)

Δσ :=

σHadm2 − σH 100 = 0.373 % не находится в пределах допустимых значений -5% < Δσ < 15%

σHadm2

4.5.1 Следующии этап - определение модуля.

4.5.2 Окружная сила по формуле

Ft2

T1 103 (U3_4 + 1)

83.5 103 (5.6 + 1)

757.0Н

см [1. 99]

αw. U3_4

130

5.6

Mодуль по формуле (mn):

ширина шестерни по формуле: b1 := 1.12 b2

= 49.3

примем b1. := 45мм;

для косозубых передач

3.5 Ft2 KFd1 KF =

0.14

мм;

см [1. 104]

b1. σFadm1

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

параметров [4, 53]; mn. := 2.5мм.

4.6 Определение чисел зубьев.

4.6.1 Угол подъема линии зуба:

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

3.5 mn.

180

3.5 2.5

180

β' = asin

asin

11.5

Суммарное число зубьев.

2 αw.

cos

β'

2 130

cos

11.5

102.0

mn.

180

2.5

180

примем

Z := 102

угол подъема линии зуба:

Окончательный

Z mn.

180

102 2.5

180

β = acos

acos

11.3

С см [4. 100]

2 αw.

130

Фактический коэффициент осевого перекрытия.

sin

sin 11.3

εβ =

180

1.1

см [4. 105]

2.5

Число зубьев шестерни

Z'1 :=

= 15.455

U3_4

+ 1

примем

Z1 := 18

Число

зубьев колеса

Z2 := Z − Z1 = 84

Фактическоепередаточнре число

= 4.67

а принятое

2_3

= 4.5

2_3

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

см [4. 100]

Zv1 =

= 19.1

cos

11.3

180

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

YF1 := 3.2

Коэффициент наклона зуба:

Yβ1

−

11.3

0.919

140

Тогда:

YF1 Yβ1

3.2 0.919

σF1

KFd1

757.0

1.12

22.2МПа а допускаемое

σFadm1

467

45 2.5

Ft2

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

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Приведенное число зубьев:

Zv2 =

89.1

cos

cos 11.3

180

YF2 := 3.1

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

Коэффициент наклона зуба:

Yβ2

−

11.3

0.919

140

Тогда:

YF2 Yβ2

= 3.1 0.919

σF2

KFd1

757.0

1.12

22.0

МПа а допускаемое

Ft2

44 2.5

σFadm2 = 467

МПа;

Условия прочности изгибу колес выполнено.

4.6.3 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

d1 =

mn. Z1

2.5 18

45.9

мм; см [4. 108]

cos

11.3

180

колеса:

d2 =

mn. Z2

2.5 84

214.0

мм;

cos β

cos

11.3

180

+ d

Проверяем условие

= 129.95

αw. = 130

мм

Диаметры вершин

колес;

шестерни

da21 := d1 + 2 mn. (1 + 0.1) = 51.4

см [4. 108]

колеса

da22 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1) = 219.5

Диаметры впадин колес;

см [4. 108]

шестерни

df1 := d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 40.15

колеса

df2

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 208.25

4.7 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft2 := Ft2 = 757

Н см [4. 109]

Осевое усилие

Fa2

180

757

tan

11.3

151.0

Н см [4. 109]

Ft2 tan

180

tan 20

180

Радиальное усилие

= F

= 757

= 281.0

Н см [4. 109]

cos

11.3

180

β 180

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

5.Расчет цилиндрической зубчатой передачи междувалами 2-3.

5.1. Исходные данные:

T2 = 354 Н·м;

T3 = 1895 Н·м; n2 = 88 об/мин; n3 = 16 об/мин; U3_4 = 5.6

ω3 = 1.63 c-1;

Срок службы передачи: L = 3 года;

4.1.1.Время работы передачи: ts = L 365 8 2 = 3 365 8 2 = 17520.0часов;

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

4.1.3Наработка (N):

C := 2- число вхождений в зацепление зубьев колеса за один его оборот;

NHG := 100 106 циклов - базовое число циклов напряжений; рис. 4.6

[4. 82]

4.1.4. Коэффициент долговечности KHd1 = 1 4.1.5. Коэффициент долговечности по изгибу(KFd):

NFG := 4 106 - база изгибных напряжений;

KFd1 = 1 При любых значениях NHE коэффициент контактной

4.2. Выбор материалов 4.2.1. 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 := 220

4.2.1. Примем для колеса сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость

HB2 := 180

4.2.1.4. Механические характеристики стали 45 для шестерни

		МПапредел прочности
	σв1 := 780	МПапредел прочности
	σT1 := 440	МПапредел текучести
для колеса
		МПа
	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	= 2 220 + 70 = 510.0	МПа; табл. 3.2 [1. 34]
SH := 1.1	см. [1. 33];

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

σHadm1 =

σHlimb1

510.0

= 464.0

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 = 2 180 + 70 = 430.0

σHadm2 =

σHlimb2

430.0

= 391.0

МПа;

1.1

σFlimb2:= 700

МПа;

σFadm2 =

Flimb2

700

467.0МПа;

1.5 =

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:

		3				3
	n3		T3 103
V' =				=	15.6		1895.0 103	= 0.06м/с;
	103 Cv		U3_42 ψa		103 15		5.62 0.315

4.3.3 Степень точности по табл. 4.10 [4. 96]: m := 7;

5.3.1.3 Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:

ψa

U3_4

+ 1

5.6 + 1

= 0.315

= 1.04

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

KHα := 1.1

По рис. 4.7 [4. 92] определяем коэффициент распределения нагрузки

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

1.1

тогда: KH := KHα KHβ KHv = 1.261

4.3.5 Коэффициенты нагрузки на изгибную выносливость

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

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

x := 0.5 таб. 4.1 [4. 77].

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

тогда: KF := KFα KFβ KFv = 1.12

4.4.1 Предварительное межосебое расстояние по формуле:

K := 300для прямозубых передач

T 103

300

1895.0 10

αw =

(5.6 + 1)

= 319.0

мм

(U3_4 + 1)

σHadm2U3_4

ψa

391.0 5.6

0.315

см [4. 98]

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

ГОСТ 2185-66 αw. := 310 мм

5.4.2 Действительная2 αw. π n2

скорость2по310формуле87.6 :

(U3_4 + 1) 60 103

0.431м/с см [4. 98]

(5.6 + 1) 60 103

.4.3 Фактические контактные напряжения

b2 := 100мм - ширина колеса

σH

U3_4 + 1

U3_4

+ 1

270

5.6 + 1

1895.0 103 = 363.0 МПа

270

T3 103

αw. U3_4

310 5.6

100

< σHadm2 = 391 МПа

[4. 98]

Недогруз (перегруз)

Δσ :=

σHadm2 − σH 100 = 7.16

σHadm2

4.5.1 Следующии этап - определение модуля.

4.5.2 Окружная сила по формуле

Ft3

T3 103 (U3_4 + 1)

1895.0 103 (5.6 + 1)

7204.0Н

см [1. 99]

αw. U3_4

310 5.6

Mодуль по формуле (mn):

ширина шестерни по формуле: b1 := 1.1 b2

= 110

примем b1. := 105мм;

для прямозубых передач

3.5 Ft3 KFd1 KF =

0.57

мм;

см [1. 104]

b1.

σFadm1

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

параметров [4, 53]; mn. := 3мм.

5.6 Определение чисел зубьев.

Суммарное число зубьев.

Z' =

2 αw.

= 2 310

= 207.0

см [4. 100]

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

примем Z := 207

Число зубьев шестерни

Z'1 := U2_3 + 1 = 37.636

примем Z1 := 32 Число зубьев колеса

Z2 := Z − Z1 = 175

Фактическоепередаточнре число

U'3_4 := Z2 = 5.47 а принятое U3_4 = 5.6

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

Zv1 = Z1 = 32

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

YF1

3.2

σF1 =

σFadm1 = 467

Ft3 KFd1 KF

7204.0 1.12 =

82.0

МПа а допускаемое

МПа;

105 3

σF2

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса (

Приведенное число зубьев:

Zv2 = Z2 = 175

YF2 := 3.1

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

Тогда:

YF2

3.1

σF2 =

Ft3 KFd1 KF

7204.0 1.12 =

83.4 МПа а допускаемое

100 3

σFadm2 = 467 МПа;

Условия прочности изгибу колес выполнено. 4.6 Геометрический рачсчет Делительные диаметры:

шестерни: d1 = mn. Z1 = 3 32 = 96.0мм; см [4. 108]

колеса:

d2 = mn. Z2 =

3 175 = 525.0

мм;

Проверяем условие

+ d

= 310.5

αw. = 310

мм

Диаметры вершин колес;

шестерни

da21 := d1 + 2 mn. (1 + 0.1) = 102.6

см [4. 108]

колеса

da22 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1) = 531.6

Диаметры впадин колес;

см [4. 108]

шестерни

df1 := d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 89.1

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

	6 Придворительный расчет и конструирование валов.
6.1 Вал 1 - ведущий вал зубчатой быстроходной передачи,
конструкция шестерни - неразборный выполнен ввиде вал-шестерня
Диаметр:
	dв1 = 8 3 T1 =		8 3 83.5 = 35 мм				с. 45 [2]
Примем dв1		= 36мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
	dв2 ≥ dв1 + 2 tконгде			tкон =		2ммвысота заплечника	с. 45 [2]
	dв2 =	dв1 + 2 tкон =		36 + 2 2		= 40 мм

примем dв2		= 40мм (с учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников
ГОСТ 8338-75)
	dв3 ≥ dв2 + 3 r где r			= 2мм координата фаски подшипника.			с. 45 [2]
	dв3 = dв2 + 3 r = 40 + 3 2 = 46 мм
примем dв3		= 48мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
dв4 = dв3 = 48 мм; dв5 = dв2 = 40 мм.
Предворительная компановка вала 1 представлена на рис 7.
			Рис 7. Предворительная компановка вала 1
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 и шестерни второй ступени
Диаметр:							с. 45 [2]
	dв6 = 7 3 T2 =		7 3 354.0 = 49.5 мм

Примем dв6		= 50 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и с учетом
сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)
	dв7 ≥ dв6 + 2 tцил где			tцил =		3.5ммвысота заплечника
	dв7 =	dв6 + 2 tцил =		50 + 2 3.5 = 57 мм
примем dв7		= 60мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и с учетом
удобного демонтажа подшипников)
dв8 := dв7 = 60 мм. dв9 := dв7 = 60 мм.
Предворительная компановка вала 2 представлена на рис 8.
							Лист
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись		Дата

<<< < Предыдущая 12 / 52 3 4 5 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке сдать

#
14.02.202354.71 Кб4деталировка.cdw
#
14.02.202363.03 Кб4компановка.cdw
#
14.02.2023703.59 Кб4Приво11д.cdw
#
14.02.2023156.74 Кб4Привод.cdw
#
14.02.2023165.95 Кб4Редуктор.cdw
#
14.02.20231.19 Mб4рпз.pdf
#
14.02.202364.46 Кб4Эпюры валов.cdw