Завдання № 6
на проект з курсу «Деталі машин» привід УІПА
I Кінематична схема
II Вихідні дані
Графік навантаження
1. Визначення силових і кінематичних параметрів приводу
Потужність на валу робочого органу P = 2F e V/1000, де F - еквівалентна сила опору
F e = F max-K e, де K e - коефіцієнт еквівалентної навантаження
F e = K t ∙ K e = 18 ∙ 0,82 = 14,76 kH
P = 2 ∙ 14,76 ∙ 10 3 / 60 ∙ 1000 = 5,9 кВт
ККД приводу: n = n 1 ∙ n 2 ∙ n 3 ∙ n 4 2, де
n 1 - ККД муфти = 0,99
n 2
n 3 - ККД циліндричної передачі = 0,97
n 4 - ККД пира підшипників = 0,99
n = 0,99 ∙ 0,8 ∙ 0,97 ∙ 0,99 = 0,475
Потужність двигуна P дв = P / n = 5,9 / 0,475 = 7,9 кВт
Приймаються двигун n1 132 ММУЗ
Потужність двигуна P дв = 11 кВт
Частота обертання пд = 1455 хв -1
Передаточне число привода: і = пу / п вих
де: п вих = V / ПД = 12 / 3,14 ∙ 0,28 = 13,64 хв -1
і = 1455/13, 64 = 105,7
Приймаються передавальне число циліндричної передачі і 1 = і 2 = і
Передаточне число швидкохідної передачі
І б = і / іт = 106,7 / 4 = 26,6
Приймаються і 1 = 4в = 2S
Крутний момент на валу двигуна
Т 1 = 9550 ∙ Р ЧВ / п ЧВ = 9550 ∙ 11/1455-72, 2Нм
Моменти на наступних валах
Т 2 = Т 1 ∙ і 1 ∙ п 1 ∙ п 2 ∙ п і = 72,2 ∙ 25 ∙ 0,99 ∙ 0,8 ∙ 0,99 = 14 +4 Нм
Т 3 = Т 2 ∙ і 2 ∙ п 3 ∙ п 4 = 1415 ∙ 0,99 ∙ 4 ∙ 5434 Нм
Частота обертання валів
n 2 = n 1 / і 1 = 1455/25 = 58,2 хв -1
n 3 = n 2 / і 2 = 58,2 / 4 = 14,9 хв -1
2 Вибір матеріалу черв'ячної пари
2.1 Швидкість ковзання в зоні контакту
По таблиці 3.1 приймаємо матеріал вінця черв'ячного колеса, бронзу БРР 10 Ф
Механічні властивості δ = 275 мПа; Т = 200 мПа
2.2 Допустимі напруги
Еквівалентне число циклів змін напруг по контакту
NH e2 = 60 ∙ п 2 lh Σ km1, 3 ∙ t = 60 ∙ 58,2 ∙ 12000 (13 ∙ 0,2 +0,8 3 ∙ 0,65 +0,45 3 ∙ 0,15) = 2.29 ∙ 10 липня по вигину
N Fe2 = 60 ∙ п 2 ch: Σ 4 m 19 ∙ t 1 = 60 ∙ 58,2 ∙ 12000 (13 ∙ 0,2 +0,8 9 ∙ 0,65 +0,45 9 ∙ 15) = 12 ∙ 10 липня
Коефіцієнт довговічності за контактними напруженням вигину
Коефіцієнт довговічності за контактними напругам
Допустиме контактне напруження
δHP 2 = 0,9 бв kul = 0,9 ∙ 275 ∙ 0,9 = 222 мПа
Граничне допустиме контактне напруження
(ΔHP 2) max = 4δ T 2 = 4 ∙ 200 = 800 мПа
Граничне допустиме контактне напруження
(ΔHP 2) max = δFpH 2 = 0,8 δr 2 = 0,8 ∙ 200 = 160 мПа
Допустиме напруження згину
δHP 2 = 0 / 6 δb 2 ∙ RFl = 0,16 ∙ 275 ∙ 0,76 = 33,4 мПа
2.3 За табліце3.4 приймаємо число гвинтів черв'яка
Z = 2
3 Розрахунок черв'ячної передачі
3.1 Кількість зубів черв'ячного валика
Z 2 = Z 1 ∙ u = 2 ∙ 25 = 1950
3.2 Орієнтовна значення коефіцієнта діаметра черв'яка
д 1 = 0,25 ∙ Z 2 = 0,27 ∙ 50 = 12,5
Відношення середнього за часом моменту до робочого:
mp = Σ k 1 m: t 1 = 0,2 +0,8 ∙ 0,65 ∙ 0,45 ∙ 0,15 = 0,787
3.3 Коефіцієнт деформації черв'яка за табл. 3.5
Q = 121
3.4 Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження
K HB = 1 + (Z 2 / Q) 3 (1-mp) = 1 + (50/121) 3 ∙ (1-0,787) = 1,015
Коефіцієнт динамічності K H Х = 1,1
3.5 Міжосьова відстань
Приймаються dw = 200мн
3.6 Попереднє значення модуля:
m = 2aw / g + Z 2 = 2 ∙ 200/12, 5 ∙ 50> 6,4 мм
Приймаються m = 6.3
3.7 Коефіцієнт діаметра черв'яка
g = 2aw/mZ 2 = 2 ∙ 200 / 6,3-50 = 13,5
Приймаються g = 12,5
3.8 Коефіцієнт діаметра зміщення черв'яка:
x = 2aw/mZ 2 +9 / 2 = 200 / 6,3-50 +12,5 / 2 = 0,496
3.9 Контактна напруга на робочій поверхні зуба черв'ячного колеса
де E v - приведений модуль пружності = 1,26
3.10 Граничне контактне напруження на робочій поверхні зуба
3.11 Кут підйому вишки черв'яка
3.12 Наведене число зубів черв'ячного колеса
7V 2 = 7 2 / cosγ = 50/cos 3 9,09 = 51,9
3.13 За табл. 3.6 вибираємо коефіцієнт форми зуба колеса
Y F 2 = 1,44
3.14 Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження і динамічності
K EP = K HP 2 1,015 K FV = KV = 1.1
3.15 Напруга вигину і точив зуба черв'ячного колеса
G FH2 = 1500T 2 ∙ YT 2 ∙ K FP ∙ K kp ∙ cosα / 2 2 ∙ g ∙ m 3 = 20,5 <G FP2 = 33,4 мПа
3.16 Граничне напруга вигину у ніжки зуба
G FH2 = β = G f2 = 1,8 ∙ 20,5 = 36,9 мПа = G FH2 = 160 мПа
4 Розрахунок геометрії черв'ячної передачі
4.1 Тривалі діаметри
d 1 = mφ = 6,3 ∙ 12,5 = 78,75 мм
d 2 = mz 2 = 6,3 ∙ 50 = 315 мм
4.2 Діаметри вершин
da 1 = d 1 +2 ha ∙ m = 78,75 +2 ∙ 6,3 = 91,35 мм
da 2 = d 2 +2 (ha + x) ∙ m = 315 +2 ∙ (1 +0,496) ∙ 6,3 = 333,8 мм
4.3 Найбільший діаметр черв'ячного колеса
dam 2 = da 2 + bm / 2 +2 = 333,8 +6,3 ∙ 6 / 2 +4 = 343,25 мм
Приймаються da 2 = 344мм
4.4 Висота витка черв'яка
h 1 = h ∙ m = 2,2 ∙ 6,3 = 13,86 мм
4.5 Розрахунок діаметра западин
d cp 1 = da 1-2h = 72,5-2 ∙ 13,86 = 44,78 мм
d cp 2 = da 2 -2 (ha + C + x) m = 315 ∙ 2 (1 +6,2 +0,496) ∙ 6,3 = 311,6 мм
Приймаються da 2 = 343 мм
4.6 Довжина нарізної частини черв'яка
b 0 = (12 +0,1 Z 2) m = (n +0,1 ∙ 50) ∙ 6,3 = 100,8 мм
для дослідженого черв'яка: b 1> b 1 0 +4 m = 100,8 +4,63 = 126 мм
4.7 Ширина вінця черв'ячного колеса
b 2 = 0,75 da 1 = 0,75 ∙ 91,35 = 68,5 мм
Приймаються b 2 = 63 мм
4.8 Радіус вишки поверхні вершин зубів черв'ячного колеса:
K = 0,5 d 1 = m = 0,5 ∙ 78,75-6,3 = 33,075
5 Розрахунок сил зачеплення і петлевий розрахунок черв'ячної передачі
5.1 Окружна швидкість черв'яка
V 1 = ПD 1-П 1 / 60 ∙ 10 3 = 3,14 ∙ 78,75-1455 / 60 ∙ 10 3 = 6 м / с
5.2 Швидкість ковзання
V S = V / cosγ = 6/cos9, 09 = 6,08 м / с
5.3 За табл. 10 вибираємо кут тертя ρ ∙ ρ = 1.15 коефіцієнт втрат у зачепленні
φ = 1-tg8/tg (4 +5) = 1-tg9, 04/tg19, 09 +1,15 = 20,14
5.4 Визначити відносні втрати в ущільн. за табл. 31:
φу = 0,055
5.5 ККД черв'ячної передачі
n = 1 - φ 3 - φ y = 1-0,114-0,055 = 0,837
5.6 Поверхня теплопередачі редуктора
S = 2S = 2 ∙ 1,3 = 2,6 м 2
5.7 Температура масляної ванни:
t n = 10 березень p 1 (1-h) kt ∙ S (1 + φ) + t 0 = 59 0 C,
де кт - коефіцієнт теплопередачі = 16Вт / Н 2 С,
φ - коефіцієнт теплоємності = 0,3
5.8 За табл. 3.14 (1) призначаємо ступінь точності передачі. Окружна сила на колесі осьовому на черв'яка
Ft 2 = Fa 1 = 2 ∙ 3 жовтня ∙ T 2 ∙ d 2 = 2 ∙ 10 3 ∙ 1414/315 = 8978
5.9 Осьова сила на колесі, окружна на черв'яка
Fa 2 = Ft 1 = 2 ∙ 3 жовтня T 2
d 1 Un = 2 ∙ 10 3 ∙ 1414/78 ,75-25 ∙ 0,83 = 1728H
5.10 Радіальні сили
6 Вибір матеріалу циліндричної зубчастої передачі
За табл. 2.2 приймаємо матеріал для виготовлення зубчастих кілець сталь 40х
Термообробка - поліпшення механічних властивостей
для шістки δв = 900мПа G = 750мПа 269 ... 302НВ
для колеса δв = 750мПа 235 ... 262 НВ
при розрахунках приймаємо НВ 1 = 280, НВ 2 = 250
6.1 Допустимі напруги
6.1.1 Допустиме конкретних напруг
δ HP = 0,9 ∙ G nl: mb ∙ knl / Sn, де G nl: mb - границя контактної витривалості, відповідний базовому числа циклів зміни напруги
Gnl: mb = 2HB +70
Gnl: mb 1 = 2HB 1 +70 = 2 ∙ 280 +70 = 630 мПа
Gnl: b 2 = 2 ∙ 250 +70 = 570 мПа
KHL - коефіцієнт довговічності
де N HO - базове число циклів зміни напруг
N HO = 30 (НВ) 2,4
N H O 1 = 30 ∙ 280 2,4 = 2,24 ∙ 10 Липень
N H O 2 = 30 ∙ 250 2,4 = 1,7 ∙ 10 Липень
N HE - еквівалентне число циклів зміни напруг
(N HO = 30 (HB) 2,4) N Hl = 60 ∙ nhkl ∙ Σ k m 1 березня t.
Знаходимо Σ k m 3 січня t = 1 3 ∙ 0,2 +0,8 3 ∙ 0,65 +0,45 3 ∙ 0,15 = 0,546
N HE 1 = 60 ∙ 58,2 ∙ 12000 ∙ 0,546 = 2,24 ∙ 10 Липня
N H Е2 = 60 ∙ 14,9 ∙ 12000 ∙ 0,546 = 0,57 ∙ 10 Липня
Тоді KHL = 1,
S n - коефіцієнт безпеки = 1,1
G HP 1 = 0,9 ∙ 650 ∙ 1 / 1, 1 = 515 мПа; G HP 2 = 0,9 ∙ 570 ∙ 1,26 / 1,1 = 588 мПа;
G HP = 0,45 (G HP 1 + G HP 2) = 0,45 (515 2 +588) 1,1 = 496 мПа
6.1.2 Допустимі напруги при розрахунках на установл. вигин
на проект з курсу «Деталі машин» привід УІПА
I Кінематична схема
II Вихідні дані
| Параметри | Позн. | Варіант | |||||||||
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 | ||
| Швидкість каната | V, м / хв | 15 | |||||||||
| Ширина барабана | B, мм | 280 | |||||||||
| Діаметр барабана | D, мм | 180 | |||||||||
| Номін. число умова на барабанах | F, кн | 18,0 | |||||||||
| Коефіцієнт перевантаження | K | 1,8 | |||||||||
| Довговічність | Ц, ч | 1800 | |||||||||
| Режим Роботи | |||||||||||
| Варіант | Зона | Поз | Позначення | Найменування | кол | Прим |
| Документація | ||||||
| Складальне креслення | ||||||
| Складальні одиниці | ||||||
| х | ||||||
| 1 | Маслоуказателе | 1 | ||||
| 2 | Кришка | 1 | ||||
| 3 | Колесо черв'ячне | |||||
| Деталі | ||||||
| 4 | Корпус | 1 | ||||
| 5 | Кришка | 1 | ||||
| 6 | Віддушина | 1 | ||||
| 7 | Прокладка | 1 | ||||
| 8 | Кришка | 1 | ||||
| 9 | Пробка | 1 | ||||
| 10 | Прокладка | 1 | ||||
| 11 | Прокладка | 1 | ||||
| 12 | Прокладка | 2 | ||||
| 13 | Кришка | 2 | ||||
| 14 | Вал | 1 | ||||
| 15 | Кільце | 1 | ||||
| 16 | Колесо зубчате | 2 | ||||
| 17 | Склянка | 1 | ||||
| 18 | Прокладка | 1 |
| Варіант | Зона | Поз | Позначення | Найменування | кол | Прим | ||
| 21 | Колесо зубчате | 2 | ||||||
| 22 | Кришка | 2 | ||||||
| 23 | Кільце | 2 | ||||||
| 24 | Вал | 1 | ||||||
| Стандартні вироби | ||||||||
| Болт ГОСТ Т808-Т0 | ||||||||
| 30 | М6х20 | 4 | ||||||
| 31 | М12х30 | 24 | ||||||
| 32 | М12х40 | 10 | ||||||
| 33 | М16х140 | 6 | ||||||
| Гайка ГОСТ S91S = 10 | ||||||||
| 34 | МК-ГН | 4 | ||||||
| 35 | М16-ТН | 6 | ||||||
| 36 | Гайка М64х2 | 1 | ||||||
| Гост 4811-88 | ||||||||
| Шайба ГОСТ 11311-88 | ||||||||
| 37 | 12.02 | 40 | ||||||
| 38 | Шайба 64 ГОСТ 118 Т2-80 | 1 | ||||||
| 39 | Кільце А40 ГОСТ 13942-80 | 1 | ||||||
| 40 | Кільце А160 ГОСТ 13943-80 | 2 | ||||||
| 41 | Манжета ГОСТ 8152-19 | |||||||
| 1.1-55х80 | 1 | |||||||
| 42 | 1.1-90х125 | 2 | ||||||
| 43 | Підшипник 208 | 1 | ||||||
| 44 | Підшипник 21313 | 2 | ||||||
| 45 | Підшипник 7212 | 2 | ||||||
| 46 | Підшипник 2218 | 2 | ||||||
| 47 | Шпонка 20х12х15 | 2 | ||||||
| 48 | Кільце А90 ГОСТ 13942-80 | 2 | ||||||
| Варіант | Зона | Поз | Позначення | Найменування | кол | Прим |
| Документація | ||||||
| Складальне креслення | ||||||
| Деталі | ||||||
| 1 | Швелер 12 <= 440 | 4 | ||||
| 2 | Швелер 16 <= 500 | 2 | ||||
| 3 | Швелер 16 <= 1390 | 2 | ||||
| 4 | Швелер 16 <= 270 | 3 | ||||
| 5 | Лист б = 8 360х190 | 1 | ||||
| 6 | Лист б = 8 320х80 | 1 | ||||
| 7 | Лист б = 8 380х170 | 2 | ||||
| 8 | Лист б = 8 780х450 | 1 | ||||
1. Визначення силових і кінематичних параметрів приводу
Потужність на валу робочого органу P = 2F e V/1000, де F - еквівалентна сила опору
F e = F max-K e, де K e - коефіцієнт еквівалентної навантаження
F e = K t ∙ K e = 18 ∙ 0,82 = 14,76 kH
P = 2 ∙ 14,76 ∙ 10 3 / 60 ∙ 1000 = 5,9 кВт
ККД приводу: n = n 1 ∙ n 2 ∙ n 3 ∙ n 4 2, де
n 1 - ККД муфти = 0,99
n 2
n 3 - ККД циліндричної передачі = 0,97
n 4 - ККД пира підшипників = 0,99
n = 0,99 ∙ 0,8 ∙ 0,97 ∙ 0,99 = 0,475
Потужність двигуна P дв = P / n = 5,9 / 0,475 = 7,9 кВт
Приймаються двигун n1 132 ММУЗ
Потужність двигуна P дв = 11 кВт
Частота обертання пд = 1455 хв -1
Передаточне число привода: і = пу / п вих
де: п вих = V / ПД = 12 / 3,14 ∙ 0,28 = 13,64 хв -1
і = 1455/13, 64 = 105,7
Приймаються передавальне число циліндричної передачі і 1 = і 2 = і
Передаточне число швидкохідної передачі
І б = і / іт = 106,7 / 4 = 26,6
Приймаються і 1 = 4в = 2S
Крутний момент на валу двигуна
Т 1 = 9550 ∙ Р ЧВ / п ЧВ = 9550 ∙ 11/1455-72, 2Нм
Моменти на наступних валах
Т 2 = Т 1 ∙ і 1 ∙ п 1 ∙ п 2 ∙ п і = 72,2 ∙ 25 ∙ 0,99 ∙ 0,8 ∙ 0,99 = 14 +4 Нм
Т 3 = Т 2 ∙ і 2 ∙ п 3 ∙ п 4 = 1415 ∙ 0,99 ∙ 4 ∙ 5434 Нм
Частота обертання валів
n 2 = n 1 / і 1 = 1455/25 = 58,2 хв -1
n 3 = n 2 / і 2 = 58,2 / 4 = 14,9 хв -1
2 Вибір матеріалу черв'ячної пари
2.1 Швидкість ковзання в зоні контакту
По таблиці 3.1 приймаємо матеріал вінця черв'ячного колеса, бронзу БРР 10 Ф
Механічні властивості δ = 275 мПа; Т = 200 мПа
2.2 Допустимі напруги
Еквівалентне число циклів змін напруг по контакту
NH e2 = 60 ∙ п 2 lh Σ km1, 3 ∙ t = 60 ∙ 58,2 ∙ 12000 (13 ∙ 0,2 +0,8 3 ∙ 0,65 +0,45 3 ∙ 0,15) = 2.29 ∙ 10 липня по вигину
N Fe2 = 60 ∙ п 2 ch: Σ 4 m 19 ∙ t 1 = 60 ∙ 58,2 ∙ 12000 (13 ∙ 0,2 +0,8 9 ∙ 0,65 +0,45 9 ∙ 15) = 12 ∙ 10 липня
Коефіцієнт довговічності за контактними напруженням вигину
Коефіцієнт довговічності за контактними напругам
Допустиме контактне напруження
δHP 2 = 0,9 бв kul = 0,9 ∙ 275 ∙ 0,9 = 222 мПа
Граничне допустиме контактне напруження
(ΔHP 2) max = 4δ T 2 = 4 ∙ 200 = 800 мПа
Граничне допустиме контактне напруження
(ΔHP 2) max = δFpH 2 = 0,8 δr 2 = 0,8 ∙ 200 = 160 мПа
Допустиме напруження згину
δHP 2 = 0 / 6 δb 2 ∙ RFl = 0,16 ∙ 275 ∙ 0,76 = 33,4 мПа
2.3 За табліце3.4 приймаємо число гвинтів черв'яка
Z = 2
3 Розрахунок черв'ячної передачі
3.1 Кількість зубів черв'ячного валика
Z 2 = Z 1 ∙ u = 2 ∙ 25 = 1950
3.2 Орієнтовна значення коефіцієнта діаметра черв'яка
д 1 = 0,25 ∙ Z 2 = 0,27 ∙ 50 = 12,5
Відношення середнього за часом моменту до робочого:
mp = Σ k 1 m: t 1 = 0,2 +0,8 ∙ 0,65 ∙ 0,45 ∙ 0,15 = 0,787
3.3 Коефіцієнт деформації черв'яка за табл. 3.5
Q = 121
3.4 Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження
K HB = 1 + (Z 2 / Q) 3 (1-mp) = 1 + (50/121) 3 ∙ (1-0,787) = 1,015
Коефіцієнт динамічності K H Х = 1,1
3.5 Міжосьова відстань
Приймаються dw = 200мн
3.6 Попереднє значення модуля:
m = 2aw / g + Z 2 = 2 ∙ 200/12, 5 ∙ 50>
Приймаються m = 6.3
3.7 Коефіцієнт діаметра черв'яка
g = 2aw/mZ 2 = 2 ∙ 200 / 6,3-50 = 13,5
Приймаються g = 12,5
3.8 Коефіцієнт діаметра зміщення черв'яка:
x = 2aw/mZ 2 +9 / 2 = 200 / 6,3-50 +12,5 / 2 = 0,496
3.9 Контактна напруга на робочій поверхні зуба черв'ячного колеса
де E v - приведений модуль пружності = 1,26
3.10 Граничне контактне напруження на робочій поверхні зуба
3.11 Кут підйому вишки черв'яка
3.12 Наведене число зубів черв'ячного колеса
7V 2 = 7 2 / cosγ = 50/cos 3 9,09 = 51,9
3.13 За табл. 3.6 вибираємо коефіцієнт форми зуба колеса
Y F 2 = 1,44
3.14 Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження і динамічності
K EP = K HP 2 1,015 K FV = KV = 1.1
3.15 Напруга вигину і точив зуба черв'ячного колеса
G FH2 = 1500T 2 ∙ YT 2 ∙ K FP ∙ K kp ∙ cosα / 2 2 ∙ g ∙ m 3 = 20,5 <G FP2 = 33,4 мПа
3.16 Граничне напруга вигину у ніжки зуба
G FH2 = β = G f2 = 1,8 ∙ 20,5 = 36,9 мПа = G FH2 = 160 мПа
4 Розрахунок геометрії черв'ячної передачі
4.1 Тривалі діаметри
d 1 = mφ = 6,3 ∙ 12,5 = 78,75 мм
d 2 = mz 2 = 6,3 ∙ 50 = 315 мм
4.2 Діаметри вершин
da 1 = d 1 +2 ha ∙ m = 78,75 +2 ∙ 6,3 = 91,35 мм
da 2 = d 2 +2 (ha + x) ∙ m = 315 +2 ∙ (1 +0,496) ∙ 6,3 = 333,8 мм
4.3 Найбільший діаметр черв'ячного колеса
dam 2 = da 2 + bm / 2 +2 = 333,8 +6,3 ∙ 6 / 2 +4 = 343,25 мм
Приймаються da 2 = 344мм
4.4 Висота витка черв'яка
h 1 = h ∙ m = 2,2 ∙ 6,3 = 13,86 мм
4.5 Розрахунок діаметра западин
d cp 1 = da 1-2h = 72,5-2 ∙ 13,86 = 44,78 мм
d cp 2 = da 2 -2 (ha + C + x) m = 315 ∙ 2 (1 +6,2 +0,496) ∙ 6,3 = 311,6 мм
Приймаються da 2 = 343 мм
4.6 Довжина нарізної частини черв'яка
b 0 = (12 +0,1 Z 2) m = (n +0,1 ∙ 50) ∙ 6,3 = 100,8 мм
для дослідженого черв'яка: b 1> b 1 0 +4 m = 100,8 +4,63 = 126 мм
4.7 Ширина вінця черв'ячного колеса
b 2 = 0,75 da 1 = 0,75 ∙ 91,35 = 68,5 мм
Приймаються b 2 = 63 мм
4.8 Радіус вишки поверхні вершин зубів черв'ячного колеса:
K = 0,5 d 1 = m = 0,5 ∙ 78,75-6,3 = 33,075
5 Розрахунок сил зачеплення і петлевий розрахунок черв'ячної передачі
5.1 Окружна швидкість черв'яка
V 1 = ПD 1-П 1 / 60 ∙ 10 3 = 3,14 ∙ 78,75-1455 / 60 ∙ 10 3 = 6 м / с
5.2 Швидкість ковзання
V S = V / cosγ = 6/cos9, 09 = 6,08 м / с
5.3 За табл. 10 вибираємо кут тертя ρ ∙ ρ = 1.15 коефіцієнт втрат у зачепленні
φ = 1-tg8/tg (4 +5) = 1-tg9, 04/tg19, 09 +1,15 = 20,14
5.4 Визначити відносні втрати в ущільн. за табл. 31:
φу = 0,055
5.5 ККД черв'ячної передачі
n = 1 - φ 3 - φ y = 1-0,114-0,055 = 0,837
5.6 Поверхня теплопередачі редуктора
S = 2S = 2 ∙ 1,3 = 2,6 м 2
5.7 Температура масляної ванни:
t n = 10 березень p 1 (1-h) kt ∙ S (1 + φ) + t 0 = 59 0 C,
де кт - коефіцієнт теплопередачі = 16Вт / Н 2 С,
φ - коефіцієнт теплоємності = 0,3
5.8 За табл. 3.14 (1) призначаємо ступінь точності передачі. Окружна сила на колесі осьовому на черв'яка
Ft 2 = Fa 1 = 2 ∙ 3 жовтня ∙ T 2 ∙ d 2 = 2 ∙ 10 3 ∙ 1414/315 = 8978
5.9 Осьова сила на колесі, окружна на черв'яка
Fa 2 = Ft 1 = 2 ∙ 3 жовтня T 2
d 1 Un = 2 ∙ 10 3 ∙ 1414/78 ,75-25 ∙ 0,83 = 1728H
5.10 Радіальні сили
6 Вибір матеріалу циліндричної зубчастої передачі
За табл. 2.2 приймаємо матеріал для виготовлення зубчастих кілець сталь 40х
Термообробка - поліпшення механічних властивостей
для шістки δв = 900мПа G = 750мПа 269 ... 302НВ
для колеса δв = 750мПа 235 ... 262 НВ
при розрахунках приймаємо НВ 1 = 280, НВ 2 = 250
6.1 Допустимі напруги
6.1.1 Допустиме конкретних напруг
δ HP = 0,9 ∙ G nl: mb ∙ knl / Sn, де G nl: mb - границя контактної витривалості, відповідний базовому числа циклів зміни напруги
Gnl: mb = 2HB +70
Gnl: mb 1 = 2HB 1 +70 = 2 ∙ 280 +70 = 630 мПа
Gnl: b 2 = 2 ∙ 250 +70 = 570 мПа
KHL - коефіцієнт довговічності
де N HO - базове число циклів зміни напруг
N HO = 30 (НВ) 2,4
N H O 1 = 30 ∙ 280 2,4 = 2,24 ∙ 10 Липень
N H O 2 = 30 ∙ 250 2,4 = 1,7 ∙ 10 Липень
N HE - еквівалентне число циклів зміни напруг
(N HO = 30 (HB) 2,4) N Hl = 60 ∙ nhkl ∙ Σ k m 1 березня t.
Знаходимо Σ k m 3 січня t = 1 3 ∙ 0,2 +0,8 3 ∙ 0,65 +0,45 3 ∙ 0,15 = 0,546
N HE 1 = 60 ∙ 58,2 ∙ 12000 ∙ 0,546 = 2,24 ∙ 10 Липня
N H Е2 = 60 ∙ 14,9 ∙ 12000 ∙ 0,546 = 0,57 ∙ 10 Липня
Тоді KHL = 1,
S n - коефіцієнт безпеки = 1,1
G HP 1 = 0,9 ∙ 650 ∙ 1 / 1, 1 = 515 мПа; G HP 2 = 0,9 ∙ 570 ∙ 1,26 / 1,1 = 588 мПа;
G HP = 0,45 (G HP 1 + G HP 2) = 0,45 (515 2 +588) 1,1 = 496 мПа
6.1.2 Допустимі напруги при розрахунках на установл. вигин
G = p = 0,4 G 0 F ∙ limo = KFl 1, де G Flimo = межа витривалості зубів при згині
G 0 = limb = 1,8 HB
G 0 = limb k = 1,8 ∙ 280 = 504 мПа
G 0 = limb 2 = 1,8 ∙ 250 = 1150 мПа
NF 0 - базове число циклів зміни напрямків = 4 ∙ 10 червня
K F L - коефіцієнт довговічності
N FE = 60 ∙ n ∙ h 0 ∙ Σ k m: b t - еквівалентне число циклів
Σ k m: b t = 1 6 ∙ 0,2 i +0,8 = 0,65 ∙ 0,45 6 ∙ 0,15 = 0,37
N FE 1 = 60 ∙ 58,2 ∙ 12000 ∙ 0,37 = 1,54 ∙ 10 Липня
N FE 2 = 60 ∙ 14,9 ∙ 12000 ∙ 0,37 = 0,38 ∙ 10 Липня
KHL = 1;
G FP 1 = 0,4 ∙ 504 ∙ 1 = 201 мПа
G FP 2 = 0,4 ∙ 450 ∙ 1,01 = 181 мПа
Граничні допустимі напруження згину
G F limH 1 = 4,8 ∙ 250 = 1200 мПа
G F limH 2 = 0,9 (1344 / 1,75) = 691 мПа
G F pH 2 = 0,9 (1200 / 1,75) = 675 мПа
7 Розрахунок циліндричної зубчастої передачі
Вихідні дані:
Крутний момент на валу шестерні Т 1 = Т 2 / 2 = 1414 / 2 = 707 мм
Частота обертання шестерні п 1 = 58,2 хв -1
Придаткове число U = 4
Кут нахилу зубів β = 20 0
Відносна ширина зубчастого вінця ψb d = 0,7
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця До пр = 1,1; До FP = 1,23
Коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі дн = 0,002; дF = 0,006
Коефіцієнт, що враховує вплив виду різниці молів д 0 = 61
Граничне значення округленої динамічної сили W h max = 4104 мм; W F max = 4104 хв -1
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами: K Hh = 1,06; K kl = 1,2
Коефіцієнт матеріалу Z m = 271H
Допоміжний коефіцієнт K 2> 430
7.1 Коефіцієнт відносної ширини
Ψ ba = 2Ψ bL / U +1 = 2 ∙ 0,7 / 4 +1 = 0.28
Приймаються Ψ ba = 0,25
7.2 Кут профілю
hf = arctg (tg 2 / cosB) = arctg (tg20 0 / cos20 0) = 21,173 0
7.3 Міжосьова відстань
Приймаються d m = 315 315 мм
7.4 Коефіцієнт, що враховує нахил зуба
Yβ = 1-β/140 = 0,857
7.5 Приймаються число зубів шестерні
Z 1 = 22
7.6 Модуль зачеплення
Приймаються m = 5мм
Z C = 2aw ∙ cosβ / w = 2 ∙ 315 ∙ cos20 / 5 = 118,4
Приймаються Z C = 118
Z 1 = Z 1 / U +1 = 118 / U +1 = 23,6
Приймаються Z 1 = 24
7.7 Число зубів колеса
Z 2 = Z C-Z 1 = 118-24 = 94
7.8 Передаточне число
U = Z 2 / Z 1 = 94/24 = 3,917
ΔU = Σ (4 ∙ 3,92) 14y ∙ 100% = 2,08% <4%
7.9 Довге міжосьова відстані
7.10 Кут зачеплення
dtω = arcos (a / aw ∙ cosαt) ∙ arccos (313,93 / 315 ∙ cos21, 173) = 21,67
7.11 Значення
invαtω = tgdecos-αω = tg21 ,67-21, 67/180π = 0,01912
invαt = tgαt-dt = tg21 ,173-21, 173/180π = 0,01770
7.12 Коефіцієнт суми зміщення
7.13 Розбиваємо значення коефіцієнта суми зміщення
α 1 = 0,126; α 2 = 0
7.14 Коефіцієнт зрівняльного зміщення
Δy = xΣ-y = 0,216-0,213 = 0,003
7.15 Ділильний діаметр
d 1 = mt / cosβ 1 = 5,24 / cos20 = 127,7 мм
d 2 = mt 2 / cosβ 1 = 5,94 / cos20 = 500,16 мм
7.16 Діаметр вершини
da 1 = d 1 +2 ∙ (1 + x 1 - Δy) ∙ m = 127,7 +2 ∙ (1 +0,216 ∙ 0,003) ∙ 5 = 137,7 мм
da 2 = d 2 +2 ∙ (1 + x 2 - Δy) ∙ m = 500,16 +2 ∙ (1 +0,003 ∙ 0) ∙ 5 = 510,16 мм
7.17 Діаметр основного кола
db 1 = d 1 ∙ cos2t = 127,7 ∙ cos21, 173 = 119,08 мм
7.18 Кут профілю зуба в точці на колі
α a1 = arccos (dB 1 / dA 1) = arccos (119,08 / 27,7) = 30,14 0
α a2 = arccos (dB 2 / dA 2) = arccos (466,4 / 510,16) = 23,9 0
7.19 Коефіцієнт торцевого перекриття
d 2 = Z 1 ∙ tg2a 1 + Z 2 ∙ tg2a 2 (Z 1 + Z 2) tg αzω/2π = 24 ∙ tg30, 14 +94 ∙ tg23, 9 - (24 +94) tg21, 67/2π = 1,575
7.20 Ширина зубчастого вінця колеса
bw 2 = xb 2 ∙ aw = 0,25 ∙ 315 = 78,75 мм
7.21 Приймаються bw 2 = 78мм
Осьовий крок
P k = A H / sinB = π ∙ S/sin20 0 = 45,928 мм
7.22 Коефіцієнт осьового перекриття
7.23 Ширина зубчастого вала шестерні
bw 1 = bw 2 +5 = 78 +5 = 83 мм
7.24 Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній
7.25 Початкові діаметри
dw 1 = 2aK 1 / U +1 = 2 ∙ 315 / 3,917 +1 = 128,14 мм
dw 2 = dw 1 ∙ U = 128,14 ∙ 3,92 = 501,86 мм
7.26 Вихідна розрахункова окружна сила при розрахунку на контактну міцність
F HT = 2 ∙ 3 жовтня T / dw 1 = 2 ∙ 10 3 ∙ 707/123, 14 = 11035
При розрахунку на витривалість при згині
F KT = 2 ∙ 3 жовтня T / d 1 = 2 ∙ 10 3 +707 / 127,7 = 11073,71 H
7.27 Окружна швидкість
V = Tdw 1 ∙ m/60 ∙ 10 березень = 128,14 ∙ 58,2 / 60 ∙ 10 3 = 0,39 м / с
7.28 Окружна динамічна сила
7.29 Коефіцієнт динамічного навантаження
K HV = 1 + W H V ∙ bw 2 ∙ dw 2 / 2 ∙ 10 березня ∙ T 1 ∙ K Hα ∙ K HP = 1,003
K FV = 1 + W F V ∙ bw 2 ∙ d 1 / 2 ∙ 10 березня ∙ T 1 ∙ K Fα ∙ K FB = 1,006
7.30 Питома окружна сила
W HT = F HT / bw 2 ∙ K Hα ∙ K FB ∙ K HV = 11035/78 ∙ 1,06 ∙ 1,1 ∙ 1,003 = 164H/мм
W FT = F KB / bw 2 ∙ K Fα ∙ K FB ∙ K FV = 11073/78 ∙ 1,2 ∙ 1,23 ∙ 1,006 = 211H / м 2
7.31 Еквівалентна число зубів
Z V 1 = Z 1 / cos 3 B = 24/cos 20 березня 0 = 28,9
Z V 2 = Z 2 / cos 3 B = 94/cos 20 березня 0 = 113,3
7.32 Приймаються коефіцієнт, що враховує перекриття
Y E = 3,6
7.33 Коефіцієнти форми зуба
Y F 1 = 3,63; Y F 2 = 3,6
7.34 Напрямок вигину
7.35 Коефіцієнти безпеки за напрямком вигину
S F1 = GF P1 / GF 1 = 201/131 = 1,53
S F2 = GF P2 / GF 2 = 181/130 = 1,39
7.36 Основний кут нахилу (вигину) зуба
Bb = arcsin (sinβ ∙ cosα) = arcsin (sin20 0 ∙ cos20 0) = 18,75 0
7.37 Коефіцієнт враховує форму сполучення поверхонь
7.38 Контактні напруги
7.39 Коефіцієнт безпеки за контактним напрузі
SH 1 = G max-G V ∙ √ B = 459 ∙ √ 1,8 = 616 мПа <G pmax = 1792 мПа
7.40 Найбільші контактні напруги
G Vmax = G V ∙ √ B = 459 ∙ √ 1,8 = 616 мПа <G pmax
7.41 Найбільші напруги вигину
GF m1 = GF 1 B = B 1 ∙ 1.8 = 236мПа <GF pn1 = 691мПа
GF m 2 = GF 2 B = B 0 ∙ 1.8 = 234мПа <гGF pn 2 = 617мПа
7.42 Сили діючі в зачепленні
а) окружна
Ft 1 = Ft 2 = 2n / d = 2 ∙ 707 ∙ 10 3 / 127,7 = 11073H
б) радіальна
F Z1 = F Z2 = Ft ∙ tgα / cosβ = 11073 tg20 0 / cos20 0 = 4298H
в) осьова
F a 1 = F a 2 = Ft ∙ tgβ = 11073 ∙ tg20 0 = 4030H
8 Компонування редуктора
Послідовно визначаємо діаметри валів за формулою:
Товщина спинки корпусу редуктора
V = 0,025 dw +3 = 0,025 ∙ 315 +3 = 10,8 мм
Приймаються V = 12мм
Діаметр болтів:
d 1 = 0,003 wT + R = 0,003-315 +12 = 21,45 мм
Приймаються d 1 = 24 мм
d 1 = 16 мм, d 3 = 12 мм
Розрахунок вхідного вала:
Вихідні дані:
F t = 1728H; F 2 = 3268H; F 0 = 8978H
d = 78,75 мм; T = 72,2 Hм
Момент виникає
М н = 0,17 = 0,1 ∙ 72,2 = 7Нм
Визначення опорних реакцій і згинальних моментів
Вертикальна площина
Горизонтальна площина
Сумарні згинальні моменти
Приймаються матеріал вала сталь 40х
G g <900мПа; [Gl] = 80мПа
Визначимо діаметри вала в перерізі Д
Наведений момент
Розрахунковий діаметр валу
Діаметр западин черв'яка dt 1 = 44,78> 392 мм
9 Розрахунок проміжного валу
Вихідні дані
Ft 1 = 11073H; Fy 1 = 4289H; Fa 1 = 4030H; d 1 = 127,2 мм
Ft 2 = 80,78 H; Fy 1 = 3269H; Fa 1 = 1728H; d 1 = 315 мм
Т = 707 мм
Визначимо опорні реакції згинальних моментів.
Вертикальна площина
Горизонтальна площина
Перевірочний розрахунок вала на витривалість
Матеріал валу сталь 40х
Т В = 900мПа; Т 1 = 450мПа; Σ = 250мПа; ψ 0 = 0,1. Перетин II
Ефективні коефіцієнти концентрації порушень від шпоночно газу за табл. 5.12 [2]
K a = 2,15: KT = 2,05
Масштабний коефіцієнт табл. 5.16 [2]
E r = r a = 0,6
Коефіцієнт стану поверхні
K C r = K r u = 1,15
K CD = K E + K T -1/Eζ = 2,05 +1,15-1 / 0,64 = 3,59
K ζD = K ζ + K T r -1/Eζ = 2,05 +1,15-1 / 0,64 = 344
Ефективні коефіцієнти напружень від посадки кордону колеса по табл. 5.15 [2]
K AD = 4,5; K JD = 3,16
Остаточних приймаємо: KE D = 451 KKD = 3,44
Осьовий і номерний момент за табл. 5.9 [2] W 0 = 89100 мм В
Напруга вигину і кручення
Коефіцієнт запасу міцності
10 Розрахунок вихідного валу
Вихідні дані:
F t = 18000H; Ft = 11073H; Ft = 4289H
Fa = 4030H; d = 500,16 мм; T = 2717мм
Визначення опорних реакцій і згинальних моментів
Вертикальна площина
R a B = R B B = Ft 1 = 11073H
M C B = MD B = R A B ∙ a =- 4073-0,085 =- 941Hm
Горизонтальна площина
R B r = Ft ∙ Ft 1 = 18000-4282 = 13711H
M B r =- F 2 ∙ c =- 18000 ∙ 0,16 = 2280Hm
M C r =- F 2 ∙ (c + a) + R B r ∙ a =- 18000 ∙ 0,245 +1374 ∙ 0,085 =- 3245Hm
M C Hr =- Ft (c + a) + R A r ∙ a + Fa 1 ∙ d / 2 =- 18000 ∙ 0,245 +13711 ∙ 0,085 +4030 ∙ 500,16 ∙ 10 -3 / 2 =- 2237Hm
Сумарні згинальні моменти
Приймаються матеріал вала сталь45
Єв = 600мПа; [Т-1] = 55мПа
Визначаємо діаметр вала в перетині
Наведений момент
Розрахунковий діаметр валу
11 Розрахунок підшипників вхідного валу
Радіальні навантаження
Осьова сила Fa = 8978Н
Розрахунок підшипників У
Приймаються попередньо підшипник 27313
С = 89000; З 0 = 71400; l = 0,753; Ч = 0,796
Отже, працює тільки один pxg
Еквівалентна навантаження
P = (xvF 2 + ЧFa) ∙ Kb ∙ K T ,
де Кб - коефіцієнт безпеки, Кт - температурний коефіцієнт
Р = (0,4 ∙ 1 ∙ 2550 ∙ 0,796 ∙ 8978) ∙ 1,7 ∙ 1 = 10613Н
Розрахунок підшипників А
Еквівалентна навантаження
P = VF 2 ∙ VS ∙ K T = 1 ∙ 1304 ∙ 1,3 ∙ 1 = 16,05 H
Необхідна динамічна вантажопідйомність
Приймаються підшипник 908, у якого С = 25600Н
12 Розрахунок підшипників проміжного валу
Радіальні навантаження
Осьова навантаження Fa = 1728Н
Попередньо приймаємо підшипник 72R
C = 72200H; C 0 = 58400H; l = 0,35; Ч = 1,71
Розрахункова осьова навантаження
Fa = 0,83 l 1 F Z1v = 0,83 ∙ 0,5 ∙ 14752 = 4285H
Fa n = Fa 1 - Fa = 4285 - 1129 = 6013H
Еквівалентна навантаження
P 1 = VF 2T ∙ Kb ∙ Kt = 1 ∙ 14752 ∙ 1,3 ∙ 1 = 19178H
P II = (xVF 2 II + ЧFa II) ∙ Kb ∙ Kt = (0,4 ∙ 1 ∙ 16152 ∙ 1,71 ∙ 6013) ∙ 1,3 ∙ 1 = 21766H
Довговічність найбільш навантажує підшипники
13 Розрахунок підшипників вихідного вала
Радикальні навантаження
Еквівалентна навантаження
P = VF 2 ∙ Kb ∙ R = 1 ∙ 17623 ∙ 1,3 ∙ 1 = 22910H
Необхідна динамічна вантажопідйомність
Приймаються підшипник С = 12100Н
14 Розрахунок шпонки вихідного валу
Вихідні дані:
d = 95мм; b = 0,5 мм; h = 14 мм; t 1 = 9мм; l = 110мм; T = 2717мм
Робоча довжина шпонки
l p = lb = 110-25 = 85 мм
Напруга на робочих групах шпонки
15 Підбір мастила для редуктора
Сорт масла вибираємо по окружній швидкості коліс за формулою
Δ = 2T / D T = 0,39 м / с
та за контактними напруженням в зубі шестерні [I] = 496 мПа
По таблиці рекомендованих сортів мастил вибираємо масло
U - F - A - 68 ГОСТ17-47 94-87
Об'єм масла, що заливається в редуктор розраховується за формулою:
U масла = Р бс ∙ 0,35 = 11 ∙ 0,35 = 3,15 л
G 0 = limb = 1,8 HB
G 0 = limb k = 1,8 ∙ 280 = 504 мПа
G 0 = limb 2 = 1,8 ∙ 250 = 1150 мПа
NF 0 - базове число циклів зміни напрямків = 4 ∙ 10 червня
K F L - коефіцієнт довговічності
N FE = 60 ∙ n ∙ h 0 ∙ Σ k m: b t - еквівалентне число циклів
Σ k m: b t = 1 6 ∙ 0,2 i +0,8 = 0,65 ∙ 0,45 6 ∙ 0,15 = 0,37
N FE 1 = 60 ∙ 58,2 ∙ 12000 ∙ 0,37 = 1,54 ∙ 10 Липня
N FE 2 = 60 ∙ 14,9 ∙ 12000 ∙ 0,37 = 0,38 ∙ 10 Липня
KHL = 1;
G FP 1 = 0,4 ∙ 504 ∙ 1 = 201 мПа
G FP 2 = 0,4 ∙ 450 ∙ 1,01 = 181 мПа
Граничні допустимі напруження згину
G F limH 1 = 4,8 ∙ 250 = 1200 мПа
G F limH 2 = 0,9 (1344 / 1,75) = 691 мПа
G F pH 2 = 0,9 (1200 / 1,75) = 675 мПа
7 Розрахунок циліндричної зубчастої передачі
Вихідні дані:
Крутний момент на валу шестерні Т 1 = Т 2 / 2 = 1414 / 2 = 707 мм
Частота обертання шестерні п 1 = 58,2 хв -1
Придаткове число U = 4
Кут нахилу зубів β = 20 0
Відносна ширина зубчастого вінця ψb d = 0,7
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця До пр = 1,1; До FP = 1,23
Коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі дн = 0,002; дF = 0,006
Коефіцієнт, що враховує вплив виду різниці молів д 0 = 61
Граничне значення округленої динамічної сили W h max = 4104 мм; W F max = 4104 хв -1
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами: K Hh = 1,06; K kl = 1,2
Коефіцієнт матеріалу Z m = 271H
Допоміжний коефіцієнт K 2> 430
7.1 Коефіцієнт відносної ширини
Ψ ba = 2Ψ bL / U +1 = 2 ∙ 0,7 / 4 +1 = 0.28
Приймаються Ψ ba = 0,25
7.2 Кут профілю
hf = arctg (tg 2 / cosB) = arctg (tg20 0 / cos20 0) = 21,173 0
7.3 Міжосьова відстань
Приймаються d m = 315 315 мм
7.4 Коефіцієнт, що враховує нахил зуба
Yβ = 1-β/140 = 0,857
7.5 Приймаються число зубів шестерні
Z 1 = 22
7.6 Модуль зачеплення
Приймаються m = 5мм
Z C = 2aw ∙ cosβ / w = 2 ∙ 315 ∙ cos20 / 5 = 118,4
Приймаються Z C = 118
Z 1 = Z 1 / U +1 = 118 / U +1 = 23,6
Приймаються Z 1 = 24
7.7 Число зубів колеса
Z 2 = Z C-Z 1 = 118-24 = 94
7.8 Передаточне число
U = Z 2 / Z 1 = 94/24 = 3,917
ΔU = Σ (4 ∙ 3,92) 14y ∙ 100% = 2,08% <4%
7.9 Довге міжосьова відстані
7.10 Кут зачеплення
dtω = arcos (a / aw ∙ cosαt) ∙ arccos (313,93 / 315 ∙ cos21, 173) = 21,67
7.11 Значення
invαtω = tgdecos-αω = tg21 ,67-21, 67/180π = 0,01912
invαt = tgαt-dt = tg21 ,173-21, 173/180π = 0,01770
7.12 Коефіцієнт суми зміщення
7.13 Розбиваємо значення коефіцієнта суми зміщення
α 1 = 0,126; α 2 = 0
7.14 Коефіцієнт зрівняльного зміщення
Δy = xΣ-y = 0,216-0,213 = 0,003
7.15 Ділильний діаметр
d 1 = mt / cosβ 1 = 5,24 / cos20 = 127,7 мм
d 2 = mt 2 / cosβ 1 = 5,94 / cos20 = 500,16 мм
7.16 Діаметр вершини
da 1 = d 1 +2 ∙ (1 + x 1 - Δy) ∙ m = 127,7 +2 ∙ (1 +0,216 ∙ 0,003) ∙ 5 = 137,7 мм
da 2 = d 2 +2 ∙ (1 + x 2 - Δy) ∙ m = 500,16 +2 ∙ (1 +0,003 ∙ 0) ∙ 5 = 510,16 мм
7.17 Діаметр основного кола
db 1 = d 1 ∙ cos2t = 127,7 ∙ cos21, 173 = 119,08 мм
7.18 Кут профілю зуба в точці на колі
α a1 = arccos (dB 1 / dA 1) = arccos (119,08 / 27,7) = 30,14 0
α a2 = arccos (dB 2 / dA 2) = arccos (466,4 / 510,16) = 23,9 0
7.19 Коефіцієнт торцевого перекриття
d 2 = Z 1 ∙ tg2a 1 + Z 2 ∙ tg2a 2 (Z 1 + Z 2) tg αzω/2π = 24 ∙ tg30, 14 +94 ∙ tg23, 9 - (24 +94) tg21, 67/2π = 1,575
7.20 Ширина зубчастого вінця колеса
bw 2 = xb 2 ∙ aw = 0,25 ∙ 315 = 78,75 мм
7.21 Приймаються bw 2 = 78мм
Осьовий крок
P k = A H / sinB = π ∙ S/sin20 0 = 45,928 мм
7.22 Коефіцієнт осьового перекриття
7.23 Ширина зубчастого вала шестерні
bw 1 = bw 2 +5 = 78 +5 = 83 мм
7.24 Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній
7.25 Початкові діаметри
dw 1 = 2aK 1 / U +1 = 2 ∙ 315 / 3,917 +1 = 128,14 мм
dw 2 = dw 1 ∙ U = 128,14 ∙ 3,92 = 501,86 мм
7.26 Вихідна розрахункова окружна сила при розрахунку на контактну міцність
F HT = 2 ∙ 3 жовтня T / dw 1 = 2 ∙ 10 3 ∙ 707/123, 14 = 11035
При розрахунку на витривалість при згині
F KT = 2 ∙ 3 жовтня T / d 1 = 2 ∙ 10 3 +707 / 127,7 = 11073,71 H
7.27 Окружна швидкість
V = Tdw 1 ∙ m/60 ∙ 10 березень = 128,14 ∙ 58,2 / 60 ∙ 10 3 = 0,39 м / с
7.28 Окружна динамічна сила
7.29 Коефіцієнт динамічного навантаження
K HV = 1 + W H V ∙ bw 2 ∙ dw 2 / 2 ∙ 10 березня ∙ T 1 ∙ K Hα ∙ K HP = 1,003
K FV = 1 + W F V ∙ bw 2 ∙ d 1 / 2 ∙ 10 березня ∙ T 1 ∙ K Fα ∙ K FB = 1,006
7.30 Питома окружна сила
W HT = F HT / bw 2 ∙ K Hα ∙ K FB ∙ K HV = 11035/78 ∙ 1,06 ∙ 1,1 ∙ 1,003 = 164H/мм
W FT = F KB / bw 2 ∙ K Fα ∙ K FB ∙ K FV = 11073/78 ∙ 1,2 ∙ 1,23 ∙ 1,006 = 211H / м 2
7.31 Еквівалентна число зубів
Z V 1 = Z 1 / cos 3 B = 24/cos 20 березня 0 = 28,9
Z V 2 = Z 2 / cos 3 B = 94/cos 20 березня 0 = 113,3
7.32 Приймаються коефіцієнт, що враховує перекриття
Y E = 3,6
7.33 Коефіцієнти форми зуба
Y F 1 = 3,63; Y F 2 = 3,6
7.34 Напрямок вигину
7.35 Коефіцієнти безпеки за напрямком вигину
S F1 = GF P1 / GF 1 = 201/131 = 1,53
S F2 = GF P2 / GF 2 = 181/130 = 1,39
7.36 Основний кут нахилу (вигину) зуба
Bb = arcsin (sinβ ∙ cosα) = arcsin (sin20 0 ∙ cos20 0) = 18,75 0
7.37 Коефіцієнт враховує форму сполучення поверхонь
7.38 Контактні напруги
7.39 Коефіцієнт безпеки за контактним напрузі
SH 1 = G max-G V ∙ √ B = 459 ∙ √ 1,8 = 616 мПа <G pmax = 1792 мПа
7.40 Найбільші контактні напруги
G Vmax = G V ∙ √ B = 459 ∙ √ 1,8 = 616 мПа <G pmax
7.41 Найбільші напруги вигину
GF m1 = GF 1 B = B 1 ∙ 1.8 = 236мПа <GF pn1 = 691мПа
GF m 2 = GF 2 B = B 0 ∙ 1.8 = 234мПа <гGF pn 2 = 617мПа
7.42 Сили діючі в зачепленні
а) окружна
Ft 1 = Ft 2 = 2n / d = 2 ∙ 707 ∙ 10 3 / 127,7 = 11073H
б) радіальна
F Z1 = F Z2 = Ft ∙ tgα / cosβ = 11073 tg20 0 / cos20 0 = 4298H
в) осьова
F a 1 = F a 2 = Ft ∙ tgβ = 11073 ∙ tg20 0 = 4030H
8 Компонування редуктора
Послідовно визначаємо діаметри валів за формулою:
Товщина спинки корпусу редуктора
V = 0,025 dw +3 = 0,025 ∙ 315 +3 = 10,8 мм
Приймаються V = 12мм
Діаметр болтів:
d 1 = 0,003 wT + R = 0,003-315 +12 = 21,45 мм
Приймаються d 1 = 24 мм
d 1 = 16 мм, d 3 = 12 мм
Розрахунок вхідного вала:
Вихідні дані:
F t = 1728H; F 2 = 3268H; F 0 = 8978H
d = 78,75 мм; T = 72,2 Hм
Момент виникає
М н = 0,17 = 0,1 ∙ 72,2 = 7Нм
Визначення опорних реакцій і згинальних моментів
Вертикальна площина
Горизонтальна площина
Сумарні згинальні моменти
Приймаються матеріал вала сталь 40х
G g <900мПа; [Gl] = 80мПа
Визначимо діаметри вала в перерізі Д
Наведений момент
Розрахунковий діаметр валу
Діаметр западин черв'яка dt 1 = 44,78>
9 Розрахунок проміжного валу
Вихідні дані
Ft 1 = 11073H; Fy 1 = 4289H; Fa 1 = 4030H; d 1 = 127,2 мм
Ft 2 = 80,78 H; Fy 1 = 3269H; Fa 1 = 1728H; d 1 = 315 мм
Т = 707 мм
Визначимо опорні реакції згинальних моментів.
Вертикальна площина
Горизонтальна площина
Перевірочний розрахунок вала на витривалість
Матеріал валу сталь 40х
Т В = 900мПа; Т 1 = 450мПа; Σ = 250мПа; ψ 0 = 0,1. Перетин II
Ефективні коефіцієнти концентрації порушень від шпоночно газу за табл. 5.12 [2]
K a = 2,15: KT = 2,05
Масштабний коефіцієнт табл. 5.16 [2]
E r = r a = 0,6
Коефіцієнт стану поверхні
K C r = K r u = 1,15
K CD = K E + K T -1/Eζ = 2,05 +1,15-1 / 0,64 = 3,59
K ζD = K ζ + K T r -1/Eζ = 2,05 +1,15-1 / 0,64 = 344
Ефективні коефіцієнти напружень від посадки кордону колеса по табл. 5.15 [2]
K AD = 4,5; K JD = 3,16
Остаточних приймаємо: KE D = 451 KKD = 3,44
Осьовий і номерний момент за табл. 5.9 [2] W 0 = 89100 мм В
Напруга вигину і кручення
Коефіцієнт запасу міцності
10 Розрахунок вихідного валу
Вихідні дані:
F t = 18000H; Ft = 11073H; Ft = 4289H
Fa = 4030H; d = 500,16 мм; T = 2717мм
Визначення опорних реакцій і згинальних моментів
Вертикальна площина
R a B = R B B = Ft 1 = 11073H
M C B = MD B = R A B ∙ a =- 4073-0,085 =- 941Hm
Горизонтальна площина
R B r = Ft ∙ Ft 1 = 18000-4282 = 13711H
M B r =- F 2 ∙ c =- 18000 ∙ 0,16 = 2280Hm
M C r =- F 2 ∙ (c + a) + R B r ∙ a =- 18000 ∙ 0,245 +1374 ∙ 0,085 =- 3245Hm
M C Hr =- Ft (c + a) + R A r ∙ a + Fa 1 ∙ d / 2 =- 18000 ∙ 0,245 +13711 ∙ 0,085 +4030 ∙ 500,16 ∙ 10 -3 / 2 =- 2237Hm
Сумарні згинальні моменти
Приймаються матеріал вала сталь45
Єв = 600мПа; [Т-1] = 55мПа
Визначаємо діаметр вала в перетині
Наведений момент
Розрахунковий діаметр валу
11 Розрахунок підшипників вхідного валу
Радіальні навантаження
Осьова сила Fa = 8978Н
Розрахунок підшипників У
Приймаються попередньо підшипник 27313
С = 89000; З 0 = 71400; l = 0,753; Ч = 0,796
Отже, працює тільки один pxg
Еквівалентна навантаження
P = (xvF 2 + ЧFa) ∙ Kb ∙ K T ,
де Кб - коефіцієнт безпеки, Кт - температурний коефіцієнт
Р = (0,4 ∙ 1 ∙ 2550 ∙ 0,796 ∙ 8978) ∙ 1,7 ∙ 1 = 10613Н
Розрахунок підшипників А
Еквівалентна навантаження
P = VF 2 ∙ VS ∙ K T = 1 ∙ 1304 ∙ 1,3 ∙ 1 = 16,05 H
Необхідна динамічна вантажопідйомність
Приймаються підшипник 908, у якого С = 25600Н
12 Розрахунок підшипників проміжного валу
Радіальні навантаження
Осьова навантаження Fa = 1728Н
Попередньо приймаємо підшипник 72R
C = 72200H; C 0 = 58400H; l = 0,35; Ч = 1,71
Розрахункова осьова навантаження
Fa = 0,83 l 1 F Z1v = 0,83 ∙ 0,5 ∙ 14752 = 4285H
Fa n = Fa 1 - Fa = 4285 - 1129 = 6013H
Еквівалентна навантаження
P 1 = VF 2T ∙ Kb ∙ Kt = 1 ∙ 14752 ∙ 1,3 ∙ 1 = 19178H
P II = (xVF 2 II + ЧFa II) ∙ Kb ∙ Kt = (0,4 ∙ 1 ∙ 16152 ∙ 1,71 ∙ 6013) ∙ 1,3 ∙ 1 = 21766H
Довговічність найбільш навантажує підшипники
13 Розрахунок підшипників вихідного вала
Радикальні навантаження
Еквівалентна навантаження
P = VF 2 ∙ Kb ∙ R = 1 ∙ 17623 ∙ 1,3 ∙ 1 = 22910H
Необхідна динамічна вантажопідйомність
Приймаються підшипник С = 12100Н
14 Розрахунок шпонки вихідного валу
Вихідні дані:
d = 95мм; b = 0,5 мм; h = 14 мм; t 1 = 9мм; l = 110мм; T = 2717мм
Робоча довжина шпонки
l p = lb = 110-25 = 85 мм
Напруга на робочих групах шпонки
15 Підбір мастила для редуктора
Сорт масла вибираємо по окружній швидкості коліс за формулою
Δ = 2T / D T = 0,39 м / с
та за контактними напруженням в зубі шестерні [I] = 496 мПа
По таблиці рекомендованих сортів мастил вибираємо масло
U - F - A - 68 ГОСТ17-47 94-87
Об'єм масла, що заливається в редуктор розраховується за формулою:
U масла = Р бс ∙ 0,35 = 11 ∙ 0,35 = 3,15 л