Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Двухступенчатый редуктор - файл Рассчет.docx


Двухступенчатый редуктор
скачать (354.9 kb.)

Доступные файлы (1):

Рассчет.docx103kb.12.01.2010 11:59скачать

содержание
Загрузка...

Рассчет.docx

  1   2
Реклама MarketGid:
Загрузка...



СОДЕРЖАНИЕ

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ
РАСЧЁТ 1-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
РАСЧЁТ 2-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЁН И КОЛЁС
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА
РАСЧЁТ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ
ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА
ВЫБОР СОРТА МАСЛА
ВЫБОР ПОСАДОК
ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ РЕДУКТОРА
^ СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ




ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи : 1 = 0,975

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи : 2 = 0,975
Общий КПД привода будет :
 = 1 x ... xn xподш.3 xмуфты xвинт.пер = 0,975 x 0,975 x 0,993 x 0,98 x 0,62 = 0,57
где подш. = 0,99% - КПД одного подшипника.

муфты = 0,98 - КПД муфты.винт.пер=0,62 – КПД винтовой передачи.
Угловая скорость на выходном валу будет :
вых. =  x nвых. / 30 = 3.14 x 231,0 / 30 = 24,19 рад/с
Требуемая мощность двигателя будет :
Pтреб. = Pвых. /  = 6,0 / 0,57 = 10500 Вт
В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 160М6 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1500,0 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=11 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг.=1440,0 об/мин, угловая скорость двиг. =  x nдвиг. / 30 = 3,14 x 1440,0 / 30 = 150,796 рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
U = двиг. / вых. = 150,796 / 24,19 = 6,234
Суммарное передаточное число редуктора :
U(ред.) = 6,234
По формулам из таблицы 1.3[2] для двухступенчатого редуктора, выполненного по разветвлённой схеме, для тихоходной передачи получаем передаточное число:
U2 = 0.88 x U(ред.)1/2 = 0.88 x 6,2341/2 = 2,197
Примем U2 = 2,24
Тогда передаточное число для быстроходной передачи :
U1 = U(ред.) / U2 = 6,234 / 2,24 = 2,783

Примем U1 = 2,8

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :


Вал 1-й

n1 = nдвиг. = 1440,0 об./мин.

1 = двиг. = 150,796 рад/c.

Вал 2-й

n2 = n1 / U1 =

1440,0 / 2,8 = 514,286 об./мин.

2 = 1 / U1 =

150,796 / 2,8 = 53,856 рад/c.

Вал 3-й

n3 = n2 / U2 =

514,286 / 2,24 = 229,592 об./мин.

3 = 2 / U2 =

53,856 / 2,24 = 24,043 рад/c.


Вращающие моменты на валах будут:
T1 = Pтреб. xподш. / 1 =

10,505 x 106 x 0,99 / 150,796 = 68908,693 Нxмм
T2 = T1 x U1 x1 xподш. =

68908,693 x 2,8 x 0,975 x 0,99 = 189239,524 Нxмм
T3 = T2 x U2 x2 xподш. =

189239,524 x 2,24 x 0,975 x 0,99 = 402679,650 Нxмм

^ РАСЧЕТ 1-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[1]):
- для шестерни : сталь : 45

термическая обработка : улучшение

твердость : HB 230
- для колеса : сталь : 45

термическая обработка : улучшение

твердость : HB 210
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:
[]H = H lim x ZN x ZR x Zv / SH ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
H lim b = 2 x HB + 70 .
H lim(шестерня) = 2 x 230,0 + 70 = 530,0 МПа;

H lim(колесо) = 2 x 210,0 + 70 = 490,0 МПа;
ZN - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем ZN = 1 ; коэффициент безопасности [Sh]=1,1.
ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.
Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1.15
Предварительное значение межосевого расстояния:
a' = K x (U + 1) x (Tшест. / U)1/3
где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:
a' = 10 x (2,8 + 1) x (21,353 / 2,8)1/3 = 74,796 мм.
Окружная скорость Vпредв. :
Vпредв. = 2 xx a' x nшест. / (6 x 104 x (U + 1)) =

2 x 3.142 x 74,796 x 1440,0 / (6 x 104 x (2,8 + 1)) = 2,968 м/с
По найденной скорости получим Zv:
Zv = 0.85 x V0.1 = 0.85 x 2,9680.1 = 0,948
Допустимые контактные напряжения:

для шестерни []H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 1,1 = 433,636 МПа;

для колеса []H2 = 490,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 1,1 = 400,909 МПа;
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[]H = []H2 = 400,909 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[]H = 400,909МПа < 1.25 x []H2 = 1.25 x 400,909 = 501,136
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:
[]F = F lim x YN x YR x YA / SF ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем
F lim(шестерня) = 414,0 МПа;

F lim(колесо) = 378,0 МПа;
YN - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем YN = 1 ; коэффициент безопасности SF = 1,7.
YR = 1,0 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При реверсивной нагрузке для материала шестерни YA1 = 0,65. Для материала шестерни YA2 = 0,65 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:

для шестерни []F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 158,294 МПа;

для колеса []F2 = 378,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 144,529 МПа;
По таблице 2.5[2] выбираем 8-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):
a = K x a x (U + 1) x (KH x Tшест. / (ba x U x []2H))1/3 ,
где Кa = 450 - для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем ba = 0,315; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
KH = KHv x KH x KH
где KHv = 1,148 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KH определяют по формуле:
KH = 1 + (KHo - 1) x KH
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента bd:
ba = 0.5 xba x (U + 1) =

0.5 x 0,315 x (2,8 + 1) = 0,599
По таблице 2.7[2] KHo = 1,08. KH = 0,2 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:
KH = 1 + (1,08 - 1) x 0,2 = 1,016
Коэффициент KH определяют по формуле:
KH = 1 + (KHo - 1) x KH
KHo - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:
KHo = 1 + 0.06 x (nст - 5) =

1 + 0.06 x (8,0 - 5) = 1,18
KH = 1 + (1,18 - 1) x 0,2 = 1,036
В итоге:
KH = 1,148 x 1,016 x 1,036 = 1,209
Тогда:
a = 450,0 x (2,8 + 1) x (1,209 x 21,353 / (0,315 x 2,8 x 400,9092))1/3 = 96,916 мм.
Принимаем ближайшее значение a по стандартному ряду: a = 100,0 мм.
Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:
d2 = 2 x a x U / (U + 1) =



2 x 100,0 x 2,8 / (2,8 + 1) = 147,368 мм.
Ширина:
b2 = ba x a =

0,315 x 100,0 = 31,5 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 32,0 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax = 2 x a / (17 x (U + 1)) =

2 x 100,0 / (17 x (2,8 + 1)) = 3,096 мм.
Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:
mmin = (Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (a x b2 x []F)
где Km = 3.4 x 103 - для прямозубых передач; []F - наименьшее из значений []F1 и []F2.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
KF = KFv x KF x KF
Здесь коэффициент KFv = 1,326 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:
KF = 0.18 + 0.82 x KHo = 0.18 + 0.82 x 1,08 = 1,065
KF = KFo = 1,18 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Тогда:
KF = 1,326 x 1,065 x 1,18 = 1,668
mmin = (3.4 x 103 x 1,668 x 21,353 x (2,8 + 1)) / (100,0 x 32,0 x 144,529) = 0,995 мм.
Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 1,25.

Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев:  = 0o.

Суммарное число зубьев:
Z = 2 x a x cos() / m =

2 x 100,0 x cos(0,0o) / 1,25 = 160,0
Полученное значение Z округляем в меньшую сторону до целого числа Z = 160. После этого определяется действительное значение угла o наклона зубьев:
 = arccos(Z x m / (2 x a)) =



arccos(160,0 x 1,25 / (2 x 100,0)) = 0,0o
Число зубьев шестерни:
z1 = Z / (U + 1) >= z1min = 17
z1 = 160 / ( 2.8 + 1) = 42,105

Принимаем z1 = 43
Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 >= 17.

Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0,0

Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2 = Z - z1 = 160 - 43 = 117
Фактическое передаточное число:
Uф = z2 / z1 = 117 / 43 = 2,721
Фактическое значение передаточного числа отличается на 2,824%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 x m x (z2 + z1) / cos() = 0.5 x 1,25 x ( 117 + 43) / cos(0,0o) = 100,0 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
y = -(aw - a) / m = -(100,0 - 100,0) / 1,25 = 0,0
Диаметры колёс:

делительные диаметры:
d1 = z1 x m / cos() = 43 x 1,25 / cos(0,0o) = 53,75 мм.
d2 = 2 x a - d1 = 2 x 100 - 53,75 = 146,25 мм.
диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) x m = 53,75 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,25 = 56,25 мм.
df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 53,75 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,25 = 50,625 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 146,25 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,25 = 148,75 мм.
df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 146,25 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,25 = 143,125 мм.
Расчётное значение контактного напряжения:
H = Z x ((KH x Tшест. x (Uф + 1)3) / (b2 x Uф))1/2 / a <= []H
где Z = 9600 - для прямозубой передачи. Тогда:
H = 9600 x ((1,209 x 21,353 x (2,721 + 1)3) / (32,0 x 2,721))1/2 / 100,0 =

375,143 МПа <= []H = 400,909 МПа.
Силы в зацеплении:

окружная:
Ft = 2 x Tшест. / d1 = 2 x 21352,588 / 53,75 = 794,515 H;
радиальная:
Fr = Ft x tg() / cos() = 794,515 x tg(20o) / cos(0,0o) = 289,18 H;
осевая:
Fa = Ft x tg() = 794,515 x tg(0,0o) = 0,0 H.
Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:
F2 = KF x Ft x YFS2 x Y x Y / (b2 x m) <= []F2
в зубьях шестерни:
F1 = F2 x YFS1 / YFS2 <= []F1
Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:
zv1 = z1 / cos3() = 43 / cos3(0,0o) = 43,0
zv2 = z2 / cos3() = 117 / cos3(0,0o) = 117,0
По табл. 2.10[2]:
YFS1 = 3,688

YFS2 = 3,59
Значение коэффициента Y, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:
Y = 1 -  / 100 = 1 - 0,0 / 100 = 1,0
Для прямозубой передачи для 8-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.
Тогда:
F2 = 1,668 x 794,515 x 3,59 x 1,0 x 1,0 / (32,0 x 1,25) =

118,917 МПа <= []F2 = 144,529 МПа.
F1 = 118,917 x 3,688 / 3,59 =

122,163 МПа <= []F1 = 158,294 МПа.


^ РАСЧЕТ 2-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):
- для шестерни : сталь : 45

термическая обработка : улучшение

твердость : HB 230
- для колеса : сталь : 45Л

термическая обработка : нормализация

твердость : HB 160
Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]) , будут:
[H] = H lim b x KHL / [SH] ,
По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
H lim b = 2 x HB + 70 .
H lim b (шестерня) = 2 x 230,0 + 70 = 530,0 МПа;

H lim b (колесо) = 2 x 160,0 + 70 = 390,0 МПа;
KHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем KHL = 1 ; коэффициент безопасности [Sh]=1,1.
Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [ H1 ] = 530,0 x 1,0 / 1,1 = 481,818 МПа;

для колеса [ H2 ] = 390,0 x 1,0 / 1,1 = 354,545 МПа.
Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]:
[ H ] = 0.45 x ( [ H1 ] + [ H2 ] )
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[ H ] = 0.45 x (481,818 + 354,545) = 376,364 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[ H ] = 376,364 МПа < 1.23 x [ H2 ] = 1.23 x 354,545 = 436,091 МПа.
Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : KHb = 1,25 .

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: ba = b / aw = 0,3 , (см. стр.36[1]).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:
aw = Ka x (U + 1) x (T2 x KHb / [ H ] 2 x U2 xba ) 1/3 =



43.0 x (2,24 + 1) x (249554,951 x 1,25 / 376,3642 x 2,242 x 0,3)1/3 =198,159 мм.
где для косозубых колес Ка = 43.0, передаточное число передачи U = 2,24; T2 = Тколеса = 249,555 Нxм - момент на колесе.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет : aw = 200,0 мм .

Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:

mn = (0.01...0.02) x aw мм, для нас: mn = 2 . . . 4 мм, принимаем:

по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 2,0 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев  = 10 o и определим числа зубьев шестерни и колеса (см. формулу 3.16[1]):
z1 = 2 x aw x cos() / ((U + 1) x mn) = 2 x 200,0 x cos(10o) / ((2,24 + 1) x 2,0) = 60
z2 = U x z1 = 2,24 x 49 = 109,76 = 136
Уточненное значение угла наклона зубьев будет:
cos() = (z1 + z2) x mn / (aw x 2) = (49,0 + 110,0) x 2,0 / (160,0 x 2) = 0,994
 = 6,409o
Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:
d1 = mn x z1 / cos() = 2,0 x 49 / cos(6,409o) = 120,616 мм;

d2 = mn x z2 / cos() = 2,0 x 110,0 / cos(6,409o) = 272,384 мм.
Проверка: aw = (d1 + d2) / 2 = (98,616 + 221,384) / 2 = 200,0 мм.

диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2 x mn = 120,616 + 2 x 2,0 = 124,616 мм;

da2 = d1 + 2 x mn = 272,384 + 2 x 2,0 = 276,384 мм.
ширина колеса: b2 = ba x aw = 0,3 x 200,0 = 60,0 мм;

ширина шестерни: b1 = b2 + 5 = 60 + 5 = 65,0 мм;
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
bd = b1 / d1 = 53,0 = 53,0 / 98,616 = 0,537
Окружная скорость колес будет:
V = 1 x d1 / 2 = 53,856 x 98,616 x 10-3 / 2 = 2,656 м/c;
При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:
KH = KHb x KHa x KHv .
Коэффициент KHb=1,054 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент KHa=1,072 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент KHv=1,0 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:
KH = 1,054 x 1,072 x 1,0 = 1,13


Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:
H = (270 / aw) x ((T2 x KH x (U + 1)3) / (b2 x U2))1/2 =

(270 / 200,0) x ((249554,951 x 1,13 x (2,24 + 1)3) / (48,0 x 2,242))1/2 =

336,763 МПа. <= [H]
Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:

окружная : Ft = 2 x T1 / d1 = 2 x 115419,28 / 98,616 = 2340,774 Н;

радиальная: Fr = Ft x tg() / cos() = 2340,774 x tg(20o) / cos(6,409o) = 857,33 Н;

осевая : Fa = F t x tg() = 2340,774 x tg(6,409o) = 262,941 Н.
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25[1]:
F = Ft x KF x YF x Y x KF / (b x mn) <= [F]
76Здесь коэффициент нагрузки KF = KF x KFv (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF = 1,104, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=0,974. Таким образом коэффициент KF = 1,104 x 0,974 = 1,075. YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):
у шестерни : Zv1 = z1 / cos3() = 49,0 / cos3(6,409o) = 49,93
у колеса : Zv2 = z2 / cos3() = 110,0 / cos3(6,409o) = 112,089
Тогда : YF1 = 3,66

YF2 = 3,594
Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:
[F] = oF lim b x KFL / [Sf] .
KFL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем KFL = 1 .
Для шестерни: oF lim b = 414,0 МПа;

Для колеса : oF lim b = 288,0 МПа.
Коэффициент [Sf] безопасности находим по формуле 3.24[1]:
[SF] = [SF]' x [SF]".
где для шестерни [SF]' = 1,75 ;

[SF]" = 1,0 ;

[SF(шест.)] = 1,75 x 1,0 = 1,75

для колеса [SF]' = 1,75 ;

[SF]" = 1,0 .

[SF(кол.)] = 1,75 x 1,0 = 1,75
Допускаемые напряжения:

для шестерни: [F1] = 414,0 x 1,0 / 1,75 = 236,571 МПа;

для колеса : [F2] = 288,0 x 1,0 / 1,75 = 164,571 МПа;
Находим отношения [F] / YF :

для шестерни: [F1] / YF1 = 236,571 / 3,66 = 64,632

для колеса : [F2] / YF2 = 164,571 / 3,594 = 45,791
Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определим коэффициенты Y и KF (см.гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):
Y = 1 -  / 140 = 1 - 6,409o / 140 = 0,954

KF = (4 + ( - 1) x (n -5)) / (4 x)
Для средних значений торцевого перекрытия  = 1.5 и для 8-й степени точности KF = 0,917.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25[1]:
F2 = (Ft x KF x YF1 x Y x KF) / (b2 x mn) =

(2340,774 x 1,075 x 3,594 x 0,954 x 0.92) / (48,0 x 2,0) = 82,424 МПа
F2 = 82,424 МПа < [f] = 164,571 МПа.
Условие прочности выполнено.

^ ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [кр] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
dв >= ( x Tк / ( x [к]))1/3
В е д у щ и й в а л.

dв = (16 x 68908,693 / (3,142 x 25))1/3 = 24,567 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 25,0 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30,0 мм.

Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 36,0 мм.

Под 4-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 36,0 мм.

Под 5-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30,0 мм.
2 - й в а л.
dв = (16 x 189239,524 / (3,142 x 25))1/3 = 34,649 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 35,0 мм.

Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 40,0 мм.

Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.

Под 4-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 40,0 мм.

Под 5-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 35,0 мм.


В ы х о д н о й в а л.
dв = (16 x 402679,650/ (3,142 x 25))1/3 = 48,045 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 50,0 мм.

Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 55,0 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 50,0 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 45,0 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.


^ КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЕН И КОЛЁС

1-Я ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 1-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 36,0 = 54,0 мм.

Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 36,0 = 28,8 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b1 = 37,0 мм.

Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,25 = 0,625 мм

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1,0 мм.


^ 2-Я ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 1-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 36,0 = 54,0 мм.

Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 36,0 = 28,8 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b1 = 37,0 мм.

Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,25 = 0,625 мм

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1,0 мм.


^ 1-Е ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 1-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 40,0 = 60,0 мм.

Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 40,0 = 32,0 мм

Толщина обода: о = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 1,25 + 0,05 x 1,25 = 4,35 мм = 4,0 мм.

где b2 = 32,0 мм - ширина зубчатого венца.

Толщина диска: С = 0,5 x (о + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (4,0 + 0,5 x (60,0 - 40,0)) = 7,0 мм = 8,0 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Df2 - 2 x o = 143,125 - 2 x 4,0 = 135,125 мм = 135,0 мм.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (135,0 + 60,0) = 97,5 мм = 99,0 мм

где Doбода = 135,0 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (135,0 + 60,0) / 4 = 18,75 мм = 19,0 мм.

Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,25 = 0,625 мм

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1,0 мм.


^ 2-Е ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 1-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 40,0 = 60,0 мм.

Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 40,0 = 32,0 мм

Толщина обода: о = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 1,25 + 0,05 x 1,25 = 4,35 мм = 4,0 мм.

где b2 = 32,0 мм - ширина зубчатого венца.

Толщина диска: С = 0,5 x (о + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (4,0 + 0,5 x (60,0 - 40,0)) = 7,0 мм = 8,0 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Df2 - 2 x o = 143,125 - 2 x 4,0 = 135,125 мм = 135,0 мм.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (135,0 + 60,0) = 97,5 мм = 99,0 мм

где Doбода = 135,0 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (135,0 + 60,0) / 4 = 18,75 мм = 19,0 мм.

Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,25 = 0,625 мм

Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1,0 мм.


^ ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 2-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 45,0 = 67,5 мм. = 68,0 мм.

Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 45,0 = 36,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b1 = 53,0 мм.

Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 2,0 = 1,0 мм
  1   2



Скачать файл (354.9 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации