1064 / DETMASh_08_06
.pdf
Z∑ =
2awcm т cm
=2*140/2 = 140
округлив до целого числа, принимаем:
Z
= 140
17. Число зубьев шестерни:
Z1 =
Z |
|
|
U |
ред |
+1 |
|
|
|
= 140/(3,15+1) = 33,7
округлив до целого числа, принимаем Z1 = 34 (Проверка: Z1 получилось больше, чем минимальное число зубьев для шестерни прямозубой передачи Z1min = 17)
18. Число зубьев колеса:
Z2 = Z∑ – Z1 = 140-34=106
19. Уточнение передаточного числа:
U'ред =
Z Z
2 1
=106/34 = 3,12
Отклонение от принятого ранее передаточного числа:
U
= |
U |
|
−U |
|
|
ред |
|
ред |
|
|
|
|
||
|
|
U |
ред |
|
|
|
|
|
|
100%
=
3,15−3,12*100%=0,95%
3,15
что находится в пределах допустимого [∆U] = ±4%.
20.Геометрические размеры колес. Делительный диаметр шестерни:
d1 = mcт· Z1 =2*34 = 68 мм
значение d1 не округлять
Делительный диаметр колеса: d2 = mcт · Z2 = 2*106 = 212 мм
значение d2 не округлять
Межосевое расстояние:
11
аw ст =
d |
+ d |
2 |
1 |
|
|
|
2 |
|
= 0,5* (68+212) = 140 мм
Диаметр вершин зубьев шестерни: |
|
da1 = d1 + 2m cт = 68+2*2= 72 |
мм |
Диаметр вершин зубьев колеса: |
|
da2 = d2 + 2 m cm = 212+2*2=216 |
мм |
Диаметр впадин зубьев шестерни : |
|
df1 = d1 – 2,5m cт = 68- 2,5*2= 63 |
мм |
Диаметр впадин зубьев колеса: |
|
df2 = d2 – 2,5m ст = 212-2,5*2 = 207 |
мм |
Рис. 2. Элементы цилиндрического зубчатого колеса
21. Проверочный расчет передачи на контактную прочность:
σН2 =
|
Т |
К |
|
(U |
+1) |
|
9600 |
|
|
|
|
3 |
|
1 |
|
Н |
ред |
|
= |
|
a |
|
b |
U |
|
||
|
|
|
||||
w cm |
|
|
|
|||
|
|
|
2 |
ред |
|
|
=9600 2√61,9 1,3(3,12+1)3 = 434,1
140 45 3,12
12
Отклонение от [σ]Н2: |
|
|
|
||||
∆σ% = |
H 2 |
− H 2 |
100% |
= |
419−434,1 |
*100% = -3,6% |
|
|
|||||||
|
|
||||||
|
H 2 |
|
419 |
|
|||
при допускаемом отклонении –5% < [∆σ] < 15%. Условие прочности выполняется.
Проверочный расчет зубьев на изгиб.
22. Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на изгиб:
tFЕ
= t + t ′
|
Т |
6 |
|
||
|
|
|
|
Т |
|
= = 7+3*0,856 =8,13 час.
23.Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы:
TFЕ = tFЕ ∙ д ∙ L = 8,13*260*5 = 10569 час,
где число рабочих дней в году д=260 дн. и срок службы передачи
L=5 лет.
24. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса:
NFЕ 2 = 60 ∙ п2 ∙ ТFЕ = 60* 120,978*10569 = 76591429 циклов Таким образом, передача работает при постоянной нагрузке, т.к.
NFЕ 2 > NFG = 4 ∙ 106 циклов и
N
6 
N
FG FE
= 1
25. Допускаемые напряжения изгиба [σ]F:
Предел изгибной выносливости для зубьев шестерни σFlim 1 :
σFlim 1 = 1,8 ∙ НВ1 = 1,8*209= 376,2 МПа
Предел изгибной выносливости для зубьев колеса σFlim2:
σFlim 2 = 1,8 ∙ НВ2 =1,8*195,5 = 351,9 МПа где НВ1 и НВ2 см. п.11 расчета Допускаемые напряжения изгиба для шестерни:
13
[σ]F1 =
|
F lim1 |
Y |
|
|
|
A |
|
|
S |
|
|
|
|
|
|
|
F |
|
|
= 376,2/1,75*1 =214,97
МПа
где коэффициент безопасности SF = 1,75 , а коэффициент режима работы для нереверсивной передачи YA = 1. Допускаемые напряжения изгиба для колеса:
|
|
|
|
|
|
[σ]F2 = |
F lim 2 |
Y |
A |
= 351,9/1,75*1 = 201,08 |
|
S |
|||||
|
|
|
|||
|
|
|
|
||
|
F |
|
|
|
26. Окружное усилие на колесе:
Ft2 = |
2Т2 1000 = |
2 187,1 1000 |
= 1765,1 |
|
|
|
|||
|
d2 |
212 |
|
|
МПа
Н
(где Т2 Нм, см. п.7, а d2 мм – см. п.20 расчета)
27. Коэффициент формы зубьев при расчете на изгиб по местным напряжениям YFS для прямозубых передач определяют в
зависимости |
от Z (из табл. 4): |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
УFS1 = 3,8 |
(при Z1=34 ) |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
УFS2 = 3,6 |
(при Z2= 106) |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 4 |
|
|
Значения коэффициента YFS в зависимости от Z или ZV |
|
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Z или Zv |
|
17 |
|
18 |
|
|
19 |
|
20 |
21 |
22 |
23 |
24 |
|
25 |
26 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
YFS |
|
4,28 |
|
4,23 |
|
|
4,15 |
|
4,09 |
4,05 |
4,01 |
3,97 |
3,93 |
|
3,9 |
3,88 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Z или Zv |
|
27 |
|
28 |
|
|
29 |
|
30 |
40 |
50 |
60 |
80 |
|
100 и |
|
|
|
|
|
|
|
|
более |
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
YFS |
|
3,86 |
|
3,84 |
|
|
3,82 |
|
3,8 |
3,7 |
3,66 |
3,62 |
3,61 |
|
3,6 |
|
|
Расчет на изгиб производится для той зубчатки, у которой |
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
отношение |
F |
|
меньше. |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
Y |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
FS |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Для шестерни: |
F1 |
= 214,97/3,8 = 56,6 |
МПа |
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
YFS1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Для колеса: F 2 = 201,08/3,6 = 55,8 |
МПа |
|
|
|
|||||||||||||
YFS 2
14
Для колеса это отношение меньше, поэтому расчет ведем по зубу колеса .
Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб предварительно принимаем КF = 1,3
Напряжение изгиба для зубьев колеса:
|
|
F |
|
Y |
FS 2 |
K |
|
σF2 |
= |
t2 |
|
|
|||
|
b |
m |
|
|
|||
|
|
|
cm |
||||
|
|
|
|
2 |
|
||
Внимание! Размеры
F |
1765,1 3,6 1,3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
= |
45 2 |
= 91,78 |
МПа |
|
|
|
|
||
b2 и mcm подставляются в мм!
Поскольку σF2 = 91,78 МПа < [σ]F2 = 201,08 МПа, то условие прочности выполняется.
28.Расчет на кратковременные перегрузки.
•По контактным напряжениям Максимальное допускаемое контактное напряжение при пусковой перегрузке:
[σ] Н max2 = 2,8 ∙ σт = 2,8* 345= 966 МПа
где σт = 345 МПа для материала колеса (см. п.10 расчета)
|
|
Т |
пуск |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
σН max2 = σН2 |
∙ |
|
Т |
= 434,1*√1,5 = 531,66 |
МПа |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
где σН2 см п.21 расчета |
|
|
|
|
|||
Поскольку σН max2 |
|
= 531,66 |
МПа меньше, чем [σ]Н max2 = 966 МПа, |
||||
то условие прочности выполняется. |
|
||||||
•По напряжениям изгиба Максимальное допускаемое напряжение изгиба при пусковой
перегрузке:
[σ]F max2 = 2,74 ∙ НВ2 = 2,74*195,5 = 535,67 МПа,
где НВ2 см п.11 расчета Максимальное напряжение изгиба при пусковой перегрузке:
σF max2 = σF2 ∙ |
Т |
пуск |
= 91,78*1,5 = 137,7 МПа |
|||
|
|
|
||||
|
|
Т |
||||
|
|
|
|
|
|
|
отношение |
Т |
пуск |
дано в задании, а σF2 см п.27 расчета. |
|||
|
|
|
|
|||
|
Т |
|||||
|
|
|
|
|||
15
Поскольку σF max2 = 137,7 МПа меньше, чем [σ]F max2 = 535,67 МПа, то условие прочности выполняется.
16
Проектирование быстроходного вала
Поскольку диаметр впадин шестерни df1 бывает небольшим, то технологичнее быстроходный вал выполнять за одно целое с шестерней, поэтому он называется вал-шестерня.
Эскиз быстроходного вала изображен на рис. 3. Цифрами I, II, III обозначены зоны для установки тех или иных деталей.
Так, в зоне I устанавливается шкив клиноременной передачи.
Взоне II устанавливаются уплотнения для предотвращения утечки масла из редуктора. В качестве таких уплотнений используют манжетные уплотнения (табл. 11)
Взоне III устанавливаются подшипники качения.
Рис. 3. Схема быстроходного вала
Определение диаметральных размеров быстроходного вала
Если быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя через клиноременную передачу, то диаметр d2 определяют по приближенной формуле:
|
|
|
Р1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
d2 |
= (140…150) |
|
= 140 |
3 |
2,47 |
|
… 150 |
3 |
2,47 |
|
= 26,1 … 27,9 |
|
3 |
|
√381,081 |
√381,081 |
|||||||||
|
|
n1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
мм,
17
где Р1 – мощность, передаваемая быстроходным валом редуктора, кВт (см. п.6 расчета); п1 – частота вращения быстроходного вала редуктора, мин-1 (см. п. 5 расчета).
Диаметр d2 округляется до целого числа из стандартного ряда.
Стандартный ряд включает в себя следующие размеры:
d = …20, 22, 24, 25, 28, 30, 32, 35, 36 38, 40, 42, 45, 50, 55, 56,
60, 63,65… мм
d2 = 28 |
мм |
|
Диаметр d3 определяют по формуле: |
||
d3 = d2 |
+ х = 35 |
мм и должно получиться число, |
оканчивающееся на 0 или 5, т.к. на этом диаметре устанавливают подшипники (х ≥ 5).
Диаметр d4 определяется: |
|
d4 = d3 + 5 = 35+5 = 40 |
мм |
Диаметр dа1 – диаметр выступов зубьев шестерни, а df1 – диаметр впадин зубьев шестерни, которые определяются при расчете зубчатых колес (см. п. 20 расчета).
Определение линейных размеров быстроходного вала
Длину участка вала l1 определяем по приближенной формуле:
l1 ≈ 1,5d2* = 42 мм
___________________________
* Длину участка l1 можно определить в зависимости от диаметра d2: при d2 равном от 20 до 30 мм принимают l1=42 мм; при d2 равном от 32 до 40 мм l1=60 мм; при d2 > 40 мм l1=85 мм.
b1 – ширина шестерни, которая уже определена при расчете зубчатых передач (см. п.14 расчета) b1 = 49,1
Длину l2 можно ориентировочно принимать l2 ≈ 60 мм
Длину буртика l3 принимаем l3 = 8 мм
18
Длина участка вала l4 равна ширине подшипника В, одеваемого на этот участок вала. Предварительно можно планировать подшипник средней серии (см.табл.10), а значит при
d3 = 25мм |
l4=17 мм |
|
|
d3 = 30мм |
l4 =19 мм |
|
|
d3 |
= 35мм |
l4 =21 мм |
|
d3 |
= 40мм |
l4 =23 мм |
|
Принимаем |
l4 =21 |
мм (с последующей корректировкой |
|
после выбора серии подшипника)
Проектирование тихоходного вала
Эскизная компоновка тихоходного вала изображена на рис. 4.
Рис. 4. Схема тихоходного вала
Определение диаметральных размеров тихоходного вала
Диаметр d5 определяется по приближенной формуле:
|
Р |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3 |
2,37 |
|
|
3 |
2,37 |
|
|
||
d5 = (140…150) 3 |
2 |
= 140 |
√ |
|
|
…150 |
√ |
|
|
= 37,7…40,4 мм |
|
n2 |
120,978 |
120,978 |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|||||
(округлить до целого числа из стандартного ряда),
19
Стандартный ряд включает в себя следующие размеры: d = ……40, 42, 45, 50, 55, … мм
d5 = 40 мм
где Р2 – мощность на тихоходном валу, кВт (см. п.6 расчета); п2 – частота вращения, мин-1 (см. п. 5 расчета).
Диаметр d6 определяется так же, как и диаметр d3 по формуле:
d6 = d5 + х = 45 мм и должно получиться число, оканчивающееся на 0 или 5, т.к. на этом участке вала устанавливают подшипники (х ≥ 5).
Диаметр d7 = d6 + 5 = 45+5=50 |
мм |
Диаметр d8 = d7 + 5 = 50+5=55 |
мм |
Определение линейных размеров тихоходного вала
На участок вала длиной l5 устанавливается полумуфта комбинированной муфты (согласно заданию).
Поэтому, если диаметр вала d5 = 40, 42, 45, 50, 55 мм, то длину l5 можно назначить l5 = 82 мм (в соответствии с ГОСТ 12080-66 и с ГОСТ 21424-93).
Длина участка вала l6, как и длина быстроходного вала l2, может быть принята предварительно
l6 ≈60 мм
с последующей корректировкой после вычерчивания подшипникового узла.
Длина участка вала l7 определяется по формуле: l7 = b2 + 10,5 = 45+10,5= 55,5 мм,
где b2 – ширина колеса, полученная при расчете зубчатых передач (см. п. 14 расчета).
Размер = 10,5 мм
Длина l8 равна ширине подшипника, одеваемого на этот участок вала. Предварительно можно планировать подшипник средней серии (см.табл.10),
а значит при
20