Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Електродвигун - файл ?????????? ????????? ???????????? ???????? ???????? ???????.DOC


Загрузка...
Електродвигун
скачать (101.9 kb.)

Доступные файлы (14):

???? ?????? ?????.DOC21kb.06.06.1999 19:15скачать
????? ?????.DOC22kb.06.06.1999 20:48скачать
????? ??????? ??? ????????? ? ???????????.DOC23kb.06.06.1999 20:51скачать
????? ?????????????? ? ???????????? ?????????? ???????.DOC45kb.06.06.1999 02:09скачать
?????.DOC20kb.06.06.1999 19:38скачать
??????.DOC21kb.06.06.1999 00:18скачать
???????? ?????????? ????????????? ?????????????? ? ??????? ??????.DOC35kb.06.06.1999 20:58скачать
?????????? ?????.DOC58kb.06.06.1999 17:45скачать
?????????? ???????? ?????????? ????????.DOC44kb.06.06.1999 06:40скачать
?????????? ????????? ????????.DOC31kb.06.06.1999 20:45скачать
?????????? ????????? ???????????? ???????? ???????? ???????.DOC67kb.06.06.1999 06:30скачать
?????????? ???????????.DOC40kb.06.06.1999 18:20скачать
?????????? ???????????? ????????? ???????? ??????? ???????.DOC59kb.06.06.1999 03:09скачать
??????????.DOC20kb.06.06.1999 21:00скачать

?????????? ????????? ???????????? ???????? ???????? ???????.DOC

Реклама MarketGid:
Загрузка...
6. Розрахунок косозубої циліндричної передачі третього ступеня:
Вихідні дані : N = 4.837 мВт; n = 114.683 хв-1 ; Т = 402,792 Н*м; U = 3.02

Вибір матеріалу і термічної обробки за таблицею 1 [6].
Таблиця 6.1
















Механічні

властивості

після обробки




Марка сталі

ГОСТ

Термообробка

Розмір перерізу

Тверд.НВ

b, МПа

t, МПа

Шестерня

40X

4543-71

Покращ.

60 .. 100

230 - 260

750

520

Колесо

Сталь45

1050-74

Покращ.


 100

192 - 240

750

450


6.1 Визначаємо допустимі напруження:

Для шестерні вибираємо НВ = 250; HRC = 25;

Для колеса приймаємо НВ = 235; HRC = 23 тоді;

H limb1 = 20НRC + 70 = 20*25 + 70 = 570 МПа;

H limb2 = 20НRC + 70 = 20*23 + 70 = 530 МПа;

Тоді допустимі контактні напруження:

[]H1 = 570/1,1 = 518.18 МПа;

[]H2 = 530/1,1 = 481.82 МПа;

[] = 0,45([]H1 +[]H2 ) = 0,45(518.18+481.82) = 450 мПа;

так як [] < []H2 , то за розрахункове приймаємо [] =481.82 мПа.

Визначення максимально допустимих контактних напружень []Hmax

[]Hmax =2.8T:

[]Hmax1 =2.8*520 = 1456 МПа;

[]Hmax2 =2.8*450 = 1260 МПа.

Допустимі напруження згину:

F limb = 18 HRC:

F limb1 = 18*25 = 450 МПа;

F limb2 = 18*23 = 414 МПа;

[]F1 = 450/1,75 = 257.14 МПа;

[]F2 = 414/1,75 = 236.57 МПа.

Визначення максимально-допустимих напружень згину []max

[]Fmax = 27.4 HRC:

[]Fmax1 = 27.4*25 = 685 МПа;

[]Fmax2 = 27.4*23 = 630.2 МПа;

Всі розрахунки зводимо в таблицю 6.2:

Таблиця 6.2




[]H1, МПа

[]Hp, МПа

[]Hmax, МПа

[]F, МПа

[]Fmax, МПа

Шестерня

518,18

450

1456

257,14

685

Колесо

481,82

450

1260

236,57

630,2


6.2 Проектний розрахунок косозубої циліндричної передачі

Мінімальна міжосьова відстань передачі (23.32; N2):

awmin = Ка(u + 1) 3(T *Кн)/ba *u []2Hp:

де Ка - допоміжний коефіцієнт = 430 МПа1/3 ;

ba = 0.40 – коефіцієнт ширини вінця;

bd = 0.5ba (u + 1) = 0.5*0.4(3.02+ 1) = 0.8;

За графіком на мал. 23.8 [1] залежно від bd визначаємо коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчатих вінців. Кн = 1.08

aw = 430(3.02+1) 3(402.792*1,08)/0,4*3.02*481,822 = 200,1 мм.

По ГОСТу 21185- 60 [4] aw = 200 мм, кут нахилу лінії зубців попередньо беремо  = 15о . Число зубців шестерні z1 = 20, z2 = z1 u = 20*3.02 = 60.4

z2 = 61, тоді u = 61/20 = 3.05

За формулою (23.33; №2) визначаємо :

Mn = 2 aw cos/ (z1 + z2) = 2*200*cos15/(20 + 61) = 4.77 мм.

Стандартний модуль зубців Mn = 4.5 мм (ст. 260 [1]), тоді фактичний кут нахилу лінії зубців:

cos = Mn(z1 + z2)/ 2 aw = 4.5(20 + 61)/2*200 = 0,91, тоді  = 24о 18І 7ІІ

6.3 Визначаємо попередні значення деякий параметрів передач:

Ділильні діаметри шестерні і колеса:

d1 = Mnz1 /cos = 4.5*20/0.91 = 98.77 мм;

d2 = Mnz2 /cos = 4.5*61/0.91 = 301.23 мм;

Ширина зубчастих вінців :

b2 = ba* aw = 0.4*200 = 80 мм;

b1 = b2 +2 = 80 + 2 = 82 мм;

Колова швидкість зубчастих коліс:

v = 0.51d1 = 0.5n* d1/30 = 0.5*3.14*114.683 * 98.77/30 = 592.79 * 10-3 = 0.59м/с.

За даними табл. 22.3 на ст. 273 [1] вибираємо 9-й ступінь точності (nст = 9). Для всіх показників точності зубців шестерні та колеса будуть :

zv1 = z1/cos3  = 20/0.913 = 26.54;

zv2 = z2/cos3  = 61/0.913 = 80.95;

Коефіцієнт торцевого перекриття визначаємо за формулою 23.6 [1].

E = [ 1.88 - 3.2 (1/ z1+1/ z2)] cos = [1.88 – 3.2 (1/20 + 1/61)*0.91 = 1.52

Коефіцієнт ocьового перекриття дістаємо із формули 23.7 [1].

E = b2 sin/(*Mn) = 80*sin24о 18І 7ІІ/3.14*4.5 = 2.33.

Колова сила у значенні зубчастих коліс:

Ft = FHt = FFt =2T1 /d1 = 2*402.792*103 /98.77 = 8156.16 H.

6.4 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність:

H = zE * zH * zM Ht (u +1)/ d1*u [] , МПа.

де zE = 1/Е2 = 1/1,52 = 0,827 – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній;

zH = 1,77 cos = 1.77*0.91 = 1.62;

zM = 275 МПа – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів коліс;

Колова сила:

Ht = Ft / b2 * KH * KH * KHv ;

KHa = 1.12;

KHv = 1.01;

KHb = 1.08;

Htt = 8156.16*1.12*1.08*1,01/80 = 124,6 н/мм;

тоді H = 0.827*1.62*2.75*124,6*(4.5 +1)/98.77*4.5 = 457,48 МПа.

Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, бо H < []HP , 457,48 < 481,82.

Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність за формулою 23.28[1].

[]Hmax = H *T1max /TH = 457,48 * 2 = 646,97 МПа;

[]Hmax < []Hmax ; 646,97 < 1260 МПа;

6.5 Розрахунок зубів на втому при згині:

[]gym = YF * YE * Y *FL /Mn []F , мПа.

де YF1 = 4,08; YF2 = 3,62 – коефіцієнти форми зубів за табл. 23.5[1];

YE = 1 - коефіцієнт перекриття (ст. 303[1]);

Y = 1-/140 = 1-(24.3213/140) = 0,83 - коефіцієнт нахилу зубів.

Ft– розрахункова колова сила:

KF = (4 + (E -1)(nст –5))/4 *E = (4 + ( 1.52 – 1)(9 – 5))/4*1.52 = 1 коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами.

KF = 1.15 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих коліс (рис.23.8 [1]).

KFv =1.1 - коефіцієнт динаміки навантаження за таблицею 23.4 [1].

Ft = 8156.16*1*1.15*1.1/80 = 128.97 н/мм;

F1 = 4.08*1*0.83*128.97/4.5= 97.05 МПа < 257,14 МПа;

F2 = 3.62*1*0.83*128.97/4.5 = 86.11 < 236,57 МПа.

Розрахунок зубців на міцність при згині максимальним навантаженням за формулою 23.31 [1].

Fmax = F (T1max /T1F ) []Fmax

[]Fmax1 = 97.05*2 = 194.1 < 685 МПа.

[]Fmax1 = 86.11*2 = 172.22 < 630,2 МПа.

6.6 Розрахунок параметрів зубчатої передачі (ст 311[1]).

ha – висота головки зубця;

hf = 1.25 Mn = 1.25*4.5 = 5.625 – висота ніжки;

h = 2.25 Mn = 2.25*4.5 = 10.125 – висота зубця;

с = 0.25 Mn = 0.25*4.5 = 1.125 – радіальний зазор;

n = 200 кут профілю зубів.

Розміри вінців зубчастих коліс:

d1 = 98.77; d2 = 301.23 – ділильні діаметри;

1 = d1 + 2Mn = 98.77 + 2*4.5 = 107.77 мм;

2 = d2 + 2Mn = 301.23 + 2*4.5 = 310.23 мм;

df1 = d1 – 2.5Mn = 98.77 - 2*4.5 = 87.52 мм;

df2 = d2 – 2.5Mn = 301.23 - 2*4.5= 289.98 мм;

Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі :

Ft = 8156.16 H;

Fr = Ft tg n /cos  = 8156.16 tg 20/0.91 = 3257.72 H;

Fa = Ft tg = 8156.16 tg 24.3213 = 3686.3 H.






Скачать файл (101.9 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru