58311675-reduktor

ТУ-Варна КУРСОВА РАБОТА Лист №1

І. ВХОДНИ ДАННИ

Да се изчисли и проектира механизъм за задвижване на лентов транспортьор

1. Теглително усилие F=10000N 2. Скорост на лентата v=1,3 m/s3. Диаметър на барабана Dб=0,3m4. Околна температура tmin=5°C ; tmax=40°C5. Монтиране – в помещение 6. Околна среда – влажна7. Необходима дълготрайност – 12500 часа.

ІІ. ИЗБОР НА ЕЛЕКТРОДВИГАТЕЛ

Определяме изходната мощност Ризх на машината по формулата:

Ризх =F.vPизх = 10000.1,3 = 13000 Nm/s

Определяме изходната ъглова скорост ωизх по формулата:

rad/s 67,83,0

3,1.2.2 ===б

изх D

vω

Определяне изходните обороти nизх по формулата:

об/min 83,8214,3

67,8.30.30n изх ===

πωизх

Необходимата мощност на електродвигателя Рдв се определя от:Рдв = Ризх / η

където η е общия к.п.д. на задвижването, който се изчислява от зависимостта:

η = η1. η2 η1= 0,99 – к.п.д. за една двойка търкалящи лагериη2= 0,96 – к.п.д. за една закрита зъбна предавка с цилиндрични зъбни колела

894,0)96,0.((0,99) 2 3 ==η W4,14541

894,0

13000Р дв ==

Избирам електродвигател с най-близката по голяма мощност: Избирам ел. двигател “МО 160 S-2 ;Рдв = 15000 W ; nдв = 2940 об/minОпределяме ъгловата скорост на двигателя:


rad/s 72,30730

2940.14,3

30

.=== дв

дв

nπω

ІІІ. РАЗПРЕДЕЛЕНИЕ НА ПРЕДАВАТЕЛНОТО ЧИСЛО МЕЖДУ СТЕПЕНИТЕ

Определяме общото предавателно число на редуктора uред от формулата:

49,3583,82

2940U ред ===

изх

дв

n

n

Избирам стандартна стойност за uред = 35,5 (от втори ред), необходимо е м/у стандартната и изчислената стойност да има по-малко от ±5% разлика т.е.

01,05,35

5,3508,35%100.

U

UUU

ст

стред −=−=−

=∆

Условието е изпълнено.Нужно е за разпределението на предавателното число да се определи т.н. коефициент на трайност КHL, който се определя от формулата:

изхH E6

H E

0HH L n.t.c.60N където ,

N

NК ∑==

NH0 – базовия брой цикли на кривата на Вьолер, които зависи от повърхност-ната твърдост на зъбите. NH0 = 107 цикли при твърдост НВ ≤ 3500 МРа tΣ – сумарното време на работа на механизма tΣ=16640 h за 8-те години. с=1. Следователно:

NHE = 60.1.16640.81.8 = 81669120

0.70581669120

10К 6

7

HL ==

За редуктори по разгъната схема предавателното число на бързоходната степен U1 при КHL≤1 се определя по уравнението:

max3 2

ред1 UU.9,0U ≤≅

Umax =5,6...8 – допустимото за една степен предавателно число. По големите стойности се приемат при бързоходните степени на механизма.

6,95.35.9,0U 31 =≅

U1>Umax , следователно приемаме U1 = 8 Предавателното число на бавноходната степен U2 се определя от:

437,48

5,35U U

U

UU 2max

1

ред2 ==⇒≤=

U1>Umax , следователно приемаме стандартна стойност за U1 = 8, а за U2 =4,5


ІV. ОПРЕДЕЛЯНЕ НА ВЪРТЯЩИТЕ МОМЕНТИ И ЪГЛОВИТЕ СКОРОСТИ НА ПРЕДАВАТЕЛНИЯ МЕХАНИЗЪМ

Определянето на въртящия момент на двигателя Тдв се извършва по формула

N.m 3,134,300

4000РТ

дв

двдв ==

ω=

Рдв – мощноста на двигателя по каталог, Wωдв – ъглова скорост на двигателя определена в т. ІІ Въртящите моменти, ъгловите скорости и оборотите на съответните валове се определят от формулите:

Т1 = Тдв.ηс = 13,3.1 = 13,3 N.mТ2 = Т1.U1.η1 = 13,3.8.1 = 106,4 N.m

Т3 = Т2.U2.η2 = 106,4.4,5.1 = 478,8 N.mТук Т1, Т2, Т3 са въртящите моменти на съответните валове ηс – к.п.д. на съединителя който се приема равен на 1η1, η2 – са к.п.д. съответно на първата и втората степен на предавателния ме-ханизъм, които могат и да не се отчитат.

ω1 = ωдв = 300,4 rad/s

rad/s 55,378

4,300

U1

12 ==ω=ω

rad/s 34,85,4

55,37

U2

23 ==ω=ω

n1 = nдв = 2870 об/min

об/min 76,35814,3

55,37.30.30n 2

2 ==πω=

об/min 72,7914,3

34,8.30.30n 3

3 ==πω=

V. ИЗБОР НА МАТЕРИАЛ ЗА ЗЪБНИТЕ КОЛЕЛА И ОПРЕДЕЛЯНЕ НА ДОПУСТИМИТЕ НАПРЕЖЕНИЯ НА

МАТЕРИАЛИТЕ

Избирам за задвижващите колела (з.к. 1 и з.к. 3 ) легирана стомана 40Х по БДС 6354-74, а за задвижваните ( з.к. 2 и з.к. 4 ) въглеродна стомана 50 по БДС 5785-75 1. Механичните характеристики на марките стомани са:

- за 40Х - НВ = 2200 МРа; σв = 980 МРа; σs = 790 МРа - за 50 – НВ = 2100 МРа; σв = 640 МРа; σs = 350 МРа

Термообработката и на двете марки стомана е “подобрение”


2. Определяне на границата на умора на материалите.а) за 40Х- σ-1 ≈ 0,43.σв ⇒ σ-1 ≈ 0,43.980 = 421,4 МРа- τ -1 ≈ 0,6.σ-1 = 0,6.421,4 = 252,8 МРа б) за 50- σ-1 ≈ 0,43.σв ⇒ σ-1 ≈ 0,43.640 = 275,2 МРа- τ -1 ≈ 0,6.σ-1 = 0,6.275,2 = 165,1 МРа 3. Определяне на допустимите напрежения при контактна умора.а) за зъбно колело № 1 (Ст 40Х )Те се определят от зависимоста:

HxLVRHLH

ННР K.K.Z.Z.K.

S

blimσ=σ

където:σHlim b – граница на контактна умора на повърхнините

σHlim b = 0,2.НВ+70 = 0,2.2200+70 = 510 МРа SH = 1,1 – коефициент на сигурност при контактна умора.KHL – коефициент на трайност:

6

HE

0HHL N

NK =

NH0 – базов брой цикли. За стомани с НВ<3500 МРа NH0 = 107 цикли.NHE – еквивалентен брой на циклите на зъба на пресмятаното колело за целия период на експлоатация.

NHE = 60.n1.c.tΣ = 60.2870.1.16640 = 2865408000КHL – трябва да бъде в границите:

1≤ КHL ≤2,4

389,02865408000

10K 6

7X40

HL ==

следователно, приемаме KHL = 1ZR – коефициент, отчитащ грапавостта на работните повърхнини.При Ra = 1,25 ÷ 0,63 µ m, ZR = 1ZV – коефициент, отчитащ периферната скорост на зъбното колелоПри V < 5 m/s, ZV = 1KL = 1 – коефициент, отчитащ влиянието на смазванетоКНх - коефициент, отчитащ размерите на зъбното колело При dw ≤ 700 mm, KHx = 1Следователно

МРа 64,4631.1.1.1.1.1,1

510X40HP ==σ


б) за зъбно колело №2 ( Ст 50 )σHlim b = 0,2.НВ+70 = 0,2.2100+70 = 490 МРа

NHE = 60.n2.c.tΣ = 60.358,75.1.16640 = 358176000

551,035817600

10K 6

750HL ==

MPa 5,4451.1.1.1.1.1,1

49050HP ==σ

в) за зъбно колело №3 ( Ст 40Х )σHlim b = 0,2.НВ+70 = 0,2.2200+70 = 510 МРа NHE = 60.n2.c.tΣ = 60.358,75.1.16640 = 358176000

551,035817600

10K 6

7X40

HL ==

МРа 64,4631.1.1.1.1.1,1

510X40HP ==σ

г) за зъбно колело №4 ( Ст 50 ) σHlim b = 0,2.НВ+70 = 0,2.2100+70 = 490 МРа NHE = 60.n3.c.tΣ = 60.79,72.1.16640 = 79592448

708,079592448

10K 6

750HL ==

MPa 5,4451.1.1.1.1.1,1

49050HP ==σ

4. Определяне на допустимите напрежения на огъване при изчисляване на умора.Те се изчисляват и за двете колела на бързоходната и бавноходната степен на предавателния механизъм по зависимостта:

FxSRFCFLF

FFР K.Y.Y.K.K.

S

blimσ=σ

където σFlim b = 0,18.HB – граница на умора на зъбите срещу умора KFL – коефициент на трайност при огъване.

m

FE

0FFL N

NK =

При зъбни колела с НВ < 3500 МРа, независимо от твърдостта и термообра-ботката m=6. KFL трябва да бъде в границите:

1≤ КFL ≤ 2,08


NF0 = 4.106 – базов брой цикли NFE – еквивалентен брой цикли. Определя се за всяко зъбно колело взависи-мост от съответните му обороти.

NFE = NHE = 60.ni.c.tΣ

ni – оборотите на съответното зъбно колело.SF – коефициент на сигурност при огъване YS = 1 – коефициент, отчитащ градиента на нарастване на напреженията и чувствителност на материала към концентрация на напрежения.YR – коефициент, отчитащ грапавостта на преходната повърхност на зъба. При шлифоване и фрезоване на зъба Rz ≤ 40 µ m и YR = 1 KFx – коефициент, отчитащ размерите на зъбното колело при da ≤ 300mm KFx = 1а) за зъбно колело № 1 (Ст 40Х )

σFlim b = 0,18.2200 = 396 MPaNFE = NHE = 2865408000

334,02865408000

10.4K 6

6X40

FL ==

MPa 28,2261.1.1.1.1.75,1

396X40FP ==σ

б) за зъбно колело №2 ( Ст 50 ) σFlim b = 0,18.2100 = 378 MPa

NFE = NHE = 358176000

322,03581768000

10.4K 6

650FL ==

MPa 2161.1.1.1.1.75,1

37850FP ==σ

в) за зъбно колело №3 ( Ст 40Х ) σFlim b = 0,18.2200 = 396 MPa

NFE = NHE = 358176000

322,03581768000

10.4K 6

6X40

FL ==

MPa 28,2261.1.1.1.1.75,1

396X40FP ==σ

г) за зъбно колело №4 ( Ст 50 ) σFlim b = 0,18.2100 = 378 MPa

NFE = NHE = 79592448

607,079592448

10.4K 6

650FL ==


MPa 2161.1.1.1.1.75,1

37850FP ==σ

5. Определяне на допустимите максимални напрежения – те определят рабо-тата на зъбната двойка при претоварване. а) Определяне на допустимото максимално контактно напрежение σНРМ

σНРМ = 2,8.σS σS – граница на провлачване при опън- за Ст 40Х

σНРМ = 2,8.790 = 2212 МРа- за Ст50

σНРМ = 2,8.350 = 980 МРаб) Определяне на допустимото максимално напрежение на огъване.

σFРМ ≈ 0,8.σS при НВ ≤3500 Mpa- за Ст 40Х

σFРМ = 0,8.790 = 632 МРа- за Ст50

σНРМ = 0,8.350 = 280 МРаМатериалите, механичните им характеристики, както и определените им максимални напрежения ще ги попълним в следната таблица.

Марка стомана

НВМРа

σB

MPaσS

MPaσ -1 MPa

τ -1

MPaσ HP MPa

σ FP

MPaσ HPM

MPaσ FPM

MPa40 X 2200 980 790 421,4 252,8 463,6 226,3 2212 632

50 2100 640 350 275,2 165,1 445,5 216 980 280

Определяме средното допустимо напрежение при контактна умора:

МРа 5,4542

5,4456,463срHP =+=σ

VІ. ОПРЕДЕЛЯНЕ НА БРОЯ НА ЗЪБИТЕ И ПРОЕКТНОПРЕСМЯТАНЕ НА БЪРЗОХОДНАТА СТЕПЕН.

Приемам броя на зъбите на малкото зъбно колело Z1=18 бр., а бр. на зъбите на голямото зъбно колело е:

Z2=Z1.U1⇒ Z2=18.8=144бр.При проектирането на зъбните колела може да се определи модула на зъбната предавка “m”, диаметъра на малкото зъбно колело “d1” или междуосо-вото разстояние “а” на предавкате. 1. От напреженията на контактна якост приблизително ще определим междуосовото разстояние “а”:

3

ba2ср

HP21

21a .).(U

T).1U.(Kа

Ψσ+=


m 125,024,0.)10.5,454.(8

4.106).18.(10.43a 3

2622 =+=

2. Определяме приведения брой зъби Zv за малкото и голямото колело.

15412cos

144

cos

ZZ

2012cos

18

cos

ZZ

332

2v

331

1v

≈=β

=

≈=β

=

3. От напреженията на огъване определяме модула “m”

3

FPbd21

1F1m ..Z

Y.T.Km

σψ=

m 10.023,108,1.10.3,226.18

2,4.3,13.12,1m 33

62−==

Ка = 43.102 Ра 1/3 – за стоманени колела с наклонени зъби ψ ba = 0,2÷ 0,3 – за предавки от общото машиностроенеКm = 1,12 – за наклонени зъби YF1 = 4,2 - коефициент, отчитащ формата на зъба. Той се избира в зависимо-ст от приведения брой зъби Zv.

08,12

1824,0

2

1U1babd =

+=

+ψ=ψ

ψ ba , ψ bd – коефициенти на широчината на зъбното колело 4. Приемаме стандартно междуосово разстояние аw = 125 mm 5. Определяме стандартен модул в границите m = (0,01÷ 0,02)a ⇒ mn = 1,5 6. Определяме действителното междуосово разстояние по формулата:

mm 214,12412cos.2

5,1).14418(

cos.2

m).ZZ(a n

21 =+=β

+=

7. Определяме коефициентите на корекция на зъбната предавка. а) Определяне на ъгъла изходния контур в челното сечение α t

'242012cos

20tg

cos

tgtg t °==

βα=α

б) Определяне на ъгъла на зацепване при коригирани зъбни колела α tw:

'4521'2420cos.125

214,124arccoscos.

a

aarccos t

wtw °=

°=

α=α


в) Определяне на сумарния коефициент на изместване на предавката “хΣ ”

779,020tg.2

)015850,0019350,0).(14418(

tg.2

)invinv).(ZZ(x ttw21 =−+=

αα−α+=Σ

г) Определяне на коефициента на изместването в предавката “у”

524,05,1

214,124125

m

aay w =−=−=

д) Определяне на коефициента на обратно преместване на предавката “∆ у”∆ у = хΣ - у = 0,779 – 0,524 = 0,255

Ако зъбните колела са от различна марка стомана, термообработката им е подобрение и предавателното отношение на съответната предавка е по-голямо от 2 следва че :

382,0220

8

2154

1220.

18

779,0

2Z

8

2Z

12Z.

1U

xx

1v2v

1v

11 =

++

++

+=

++

++

+= Σ

х2 = хΣ - х1 = 0,779 – 0,382 = 0,4178.Определяне на геометричните параметри на зъбните колела и извършване на необходимите проверки.а) определяне на параметрите на малкото и голямото колело ( з.к.1 и з.к.2) - делителен диаметър

β=

cos

m.Zd 2,1

2,1

mm 6,2712cos

5,1.18d1 ==

mm 826,22020cos

5,1.144d2 ==

- основен диаметър α= cos.dd 2,1b1,2

mm 936,2520cos.6,27d 1b ==mm 50,20720cos.826,220d 2b ==

- диаметър на върховата окръжностm)yxh(2dd 2,1

*a2,1a1,2 ∆−++=

mm 981,305,1)255,0382,01(26,27da1 =−++=mm 339,2245,1)255,0417,01(2826,220da2 =−++=

- диаметър на петовата окръжност m)xch(2dd 2,1

**a2,1f1,2 −+−=

mm 996,245,1)382,025,01(26,27df1 =−+−=mm 35,2155,1)417,025,01(2826,220df2 =−+−=


- профилен ъгъл на върховата окръжност

=α

2,1a

2,1ba1,2 d

darccos

'4233981,30

936,25arccosa1 °=

=α

'3923339,224

5,207arccosa2 °=

=α

- коефициент на минимално изместване

βα

−=cos.2

sin.Z1x t

22,1

2,1min

101,012cos.2

'2420sin.181x

2

1min −=°°−=

81,712cos.2

'2420sin.1441x

2

2min −=°°−=

- радиус на кривина в граничната точка на зъбния профил

t

2,1*a

t2,11,2 sin

xhhsind5,0

α−−

−α=ρ*l

l

mm 988,2'2420sin

382,012'2420sin6,527,01 =

°−−−°=ρl

mm 513,36'2420sin

417,012'2420sin.826,220.5,02 =

°−−−°=ρl

- радиус на кривина на активния профил на зъба в долната точка2a2btwwp1 tg.d.5,0sin.a α−α=ρ

ρ p1 = 125.sin21°45’ – 0,5.207,5.tg23°39’ = 3,393 mm 1a1btwwp2 tg.d.5,0sin.a α−α=ρ

ρ p2 = 125.sin21°45’ – 0,5.27,5.tg33°42’ = 36,605 mm - определяне на широчините на зъбните колела

b2 = ψ bd.d1 = 1,08.27,6 = 29,808 ⇒ приемам b2 = 30 mm

b1 = b2 + (5÷ 10) ⇒ b1 = 30 + 5 = 30 mm

- определяне на началните диаметри

mm 77,2718

125.2

1U

a.2d

1

ww1 =

+=

+=


mm 222,2229

8.125.2

1U

U.a.2d

1

1ww2 ==

+=

б) Определяне на общите параметри на голямото и малкото колело от пър-вата степен на редуктора.- междуосово разстояние

m.yxcos.2

ZZa 21

w

∆−+β

+= Σ

mm 02,1255,1.255,0779,012cos.2

14418a w =

−++=

- коефициент на челно препокриване

[ ])tgtg(Z)tgtg.(Z..2

1tw2a2tw1a1 α−α+α−α

π=εα

[ ] 674,1)'4521tg'3923tg(144)'4521tg'4233tg.(18..2

1 =°−°+°−°π

=εα

- коефициепт на осово препокриване

1,2m.

sin.b2 >π

β=εβ

2,1324,15,1.

12sin.30 >=π

=εβ

в) Проверка за неподрязване на зъбите – подрязване няма ако са спазени условията:

x1 ≥ xmin1 и x2 ≥ xmin2

или 0,382 ≥ -0,1010,417 ≥ -7,81

Условията са изпълнени.г) Проверка за интерференция на зъбите – интерференция няма ако са спа-зени условията:

ρ l1 < ρ p1 и ρ l2 < ρ p2 или

2,988 < 3,39336,513 < 36,605

Условията са спазени.9. Пресмятане на силите действащи върху зъбите. Силите се използват за определяне на напреженияна в зъбите и за пресмя-тане на валовете. Тъй като зъбите са наклонени ще действат периферна, радиална, и аксиална сила. Ще определим тези сили действащи върху малкото зъбно колело, тъй като силите действащи върху голямото колело са равни по големина, но противоположни по посока.


Сили в зацепването

Формула Ичислена стойност

Периферна, N1w

11t d

T.2F = N 957

2777,0

3,13.2Ft1 ==

Радиална, N βα=

cos

tg.FF 1tr1 N 101,356

12cos

20tg.957Fr1 ==

Аксиална , N tg.FF 1ta1 β= N 417,20312tg.957Fa1 ==

10. Проверочно пресмятане на зъбните колела от първатастепен на редуктораа) Определяне на коефициентите необходими за извършване на провелочно-то пресмятане:- ZH – Коефициент отщитащ формата на зъбите:

72,120.2sin

12cos.2

2sin

cos.2Z

22

H ==αβ=

- Zε - Коефициент отчитащ сумарната дължина на контактната линия, който за наклонени зъби при ε β > 1 е:

773,0674,1

11Z ==

ε=

αε

- ZM = 275.103 Pa – Коефициент отчитащ механичните свойства на материали-те на съвместно работещи зъбни колела. - YF1 и YF2 – Коефициенти отчитащи формата на зъба. Те се избират в зависи-мос от приведения брой зъби Zv1 и Zv2. Следователно YF1 = 4,2,a YF2 = 3,75 - Yε - Коефициент отчитащ коефициента на припокриване, когато ε β > 1:

597,0674,1

11Y ==

ε=

αε

- Yβ - Коефициент отчинащ наклона на зъбите:

914,0140

121

1401Y =−=β−≈β

- КНα и КFα - Коефициенти отчитащи разпределението на натоварването м/у зъбите, съответно при контактни и огъващи напрежения.КНα се определя в зависимост от периферната скорост на зъбното колело и степента на точност. Периферната скорост се пресмята за едно от колелата на зъбната двоика:

m/s 15,460

2870.0276,0.

60

n.d.V 11 =π=π=

където:


d1 – диаметър на мълкото колело n1 – обороти на малкото колело за една min За предавки от общото машиностроене не изискващи особена точност и при периферна скорост по-малка от 12,5 m/s степента на точност е 7-ма. При 7-ма степен на точност и при периферна скорост 4,15 m/s по графика определяме КНα = 1,03 Ако коефициента на осово препокриване ε β > 1 КFα се определя от:

α

αα ε

−−ε+=.4

)5n).(1(4KF

579,1674,1.4

)57).(1674,1(4KF =−−+=α

n – степен на точност по БДС 3296-72 - КНβ и KFβ - Коефициенти отчитащи неравномерното разпределение на натоварването по държината на контактната линия. При цилиндрични колела с твърдост НВ ≤ 3500 MPa

05,1x)x1.(KK 0HH ≥+−= ββ

224,18,0)8,01.(12,2KH =+−=β

x – коефициент характеризиращ режима на работа но предавката. Избира се от таблица в зависимост от периода на експлоатация.

04,1x)x1.(KK 0FF ≥+−= ββ

164,18,0)8,01.(82,1KF =+−=β

- КНv и KFv – коефициенти отчитащи динамичното натоварване, което зависи от скоростта, степента на точност на зъбните колела и твърдостта на повърх-нините на зъбите.

КНv = 1,05, а KFv = 1,11б) Проверка при номинално натоварване:- проверка на контактни напрежения. Определяме относителната периферна сила WH при контактни напрежения.

HvFHt

H K.K.K.b

FW βα=

N/m 4223005,1.224,1.03,1.03,0

957WH ==

Поверката на контактно напрежение се прави само за малкото колело:

HP1

1

1

HMHH U

1U.

d

W.Z.Z.Z σ≤+=σ ε

Стойностите на σ НР не трябва да превишават допустимите с 5%, както и да бъдат мо-малки от допустимите с 20%


Т.е.0,8.σ НР < 1,05.σ НР

MPa 7,4798

18.

0276,0

42230.773,0.10.275.72,1 3

Н =+=σ

- Проверка по напрежения на огъване:Определяне на относителната периферна сила при огъване:

FvFF1

tF K.K.K.

b

FW βα=

N/m 55780164,1.11,1.579,1.035,0

957WF ==

Провека на огъване на зъбно колело №1( Ст40 Х )

1FPF

1FF1 m

W.Y.Y.Y σ≤=σ βε

MPa 2,850015,0

55780.914,0.597,0.2,4F1 ==σ

Проверка на огъване на зъбно колело №2

2FP1F

2F1FP

F2FF2 Y

Y.

m

W.Y.Y.Y σ≤σ≤=σ βε

MPa 09,760015,0

55780.914,0.597,0.75,3F2 ==σ

в) Проверка на максимални натоварвания.

НРМном

пускHHM Т

T. σ≤σ=σ

22125,7112,2.7,479HM ≤==σ

1FPMном

пуск1F1FM Т

T. σ≤σ=σ

6324,1872,2.2,851FM ≤==σ

2FPMном

пуск2F2FM Т

T. σ≤σ=σ

2804,1672,2.09.762FM ≤==σ

Тпуск / Тном – взема се в зависимост от избрания електродвигател по каталог.Необходимите условия при проверочното пресмятане на първата зъбна пре-давка са спазени.


VІІ. ОПРЕДЕЛЯНЕ НА БРОЯ НА ЗЪБИТЕ И ПРОЕКТНО

ПРЕСМЯТАНЕ НА БАВНОХОДНАТА СТЕПЕН.Приемам броя на зъбите на малкото зъбно колело Z1=21 бр., а бр. на зъбите на голямото зъбно колело е:

Z2=Z1.U2⇒ Z2=21.4,5=94,5бр. приемам Z2 = 95 бр. 1. Прибрезително определяне на междуосовото разстояние.

3

ba2cp

HP22

22a .).(U

T).1U.(Ka

ψσ+=

m 182,026,0.)10.5,445.(5,4

8,478).15,4.(10.43a 3

2622 =+=

2. Определяме приведения брой зъби Zv за малкото и голямото колело.

2314cos

21

cos

ZZ

331

1v ≈=β

=

10414cos

95

cos

ZZ

332

2v ≈=β

=

3. От напреженията на огъване определяме модула “m”

3

FPbd21

1F1m ..Z

Y.T.Km

σψ=

m 10.042,210.3,226.715,0.21

05,4.8,106.12,1m 33

62−==

Ка = 43.102 Ра 1/3 – за стоманени колела с наклонени зъби ψ ba = 0,2÷ 0,3 – за предавки от общото машиностроенеКm = 1,12 – за наклонени зъби YF1 = 4,05 - коефициент, отчитащ формата на зъба. Той се избира в зависи- мост от приведения брой зъби Zv.

715,02

15,4.26,0

2

1U. 2

babd =

+=

+ψ=ψ

ψ ba , ψ bd – коефициенти на широчината на зъбното колело 4. Приемаме стандартно междуосово разстояние аw = 180 mm 5. Определяме стандартен модул в границите m = (0,01÷ 0,02)a ⇒ mn = 3 mm 6. Определяме действителното междуосово разстояние по формулата:

mm 327,17914cos.2

3).9521(

cos.2

m).ZZ(a n

21 =+=β

+=

7. Определяме коефициентите на корекция на зъбната предавка. а) Определяне на ъгъла изходния контур в челното сечение α t

'302014cos

20tgarctg

cos

tgarctgt °==

βα=α


б) Определяне на ъгъла на зацепване при коригирани зъбни колела α tw:

'5620'3020cos.

180

327.179 arccoscos.

a

a arccos t

wtw °=

°=

α=α

в) Определяне на сумарния коефициент на изместване на предавката “хΣ ”

172,020tg.2

)016092,0017174,0).(9521(

tg.2

)invinv).(ZZ(x ttw21 =−+=

αα−α+

=Σ

г) Определяне на коефициента на изместването в предавката “у”

224,03

327,179180

m

aay w =−=

−=

д) Определяне на коефициента на обратно преместване на предавката “∆ у”∆ у = хΣ - у = 0,172 – 0,224 = -0,052

Ако зъбните колела са от различна марка стомана, термообработката им е подобрение и предавателното отношение на съответната предавка е по-голямо от 2 следва че :

33,0223

8

2104

1223.

15,4

172,0

2Z

8

2Z

12Z.

1U

xx

1v2v

1v

21 =

++

++

+=

++

++

+= Σ

х2 = хΣ - х1 = 0,172 – 0,33 = -0,1588.Определяне на геометричните параметри на зъбните колела и извършване на необходимите проверки.а) определяне на параметрите на малкото и голямото колело ( з.к.3 и з.к.4) - делителен диаметър

β=

cos

m.Zd 2,1

2,1

mm 64,92914cos

3.21d1 ==

mm 293,72514cos

3.95d 2 ==

- основен диаметър α= cos.dd 2,1b1,2

mm 013,6120cos.929,64d b1 ==mm 011,27620cos.725,293d b2 ==

- диаметър на върховата окръжностm)yxh(2dd 2,1

*a2,1a1,2 ∆−++=

da1 = 64,929 + 2.(1 + 0,33 + 0,052).3 = 73,221 mmda2 = 293,725 + 2.(1 - 0,158 + 0,052).3 = 299,089 mm


- диаметър на петовата окръжност

m)xch(2dd 2,1**

a2,1f1,2 −+−=

df1 = 64,929 - 2.(1 + 0,25 - 0,33).3 = 59,409 mmdf2 = 293,725 - 2.(1 + 0,25 + 0,158).3 = 285,697 mm

- профилен ъгъл на върховата окръжност

=α

2,1a

2,1ba1,2 d

darccos

'343373,221

61,013 arccos

d

d arccos

a1

b1a1 °=

=

=α

'3922299,089

276,011 arccos

d

d arccos

a2

b2a2 °=

=

=α

- коефициент на минимално изместване

βα

−=cos.2

sin.Z1x t

22,1

2,1min

303,014cos.2

'3020sin.211x

2

min1 −=°−=

892,414cos.2

'3020sin.951x

2

min2 −=°−=

- радиус на кривина в граничната точка на зъбния профил

t

2,1*a

t2,11,2 sin

xhhsind5,0

α−−

−α=ρ*l

l

47,53.'3020sin

33,012'3020sin.929,64.5,0 =

°−−−°=ρ 1l

398,403.'3020sin

158,012'3020sin.725,293.5,0 =

°+−−°=ρ 2l

- радиус на кривина на активния профил на зъба в долната точка2a2btwwp1 tg.d.5,0sin.a α−α=ρ

ρ p1 = 180.sin20°56’ – 0,5.276,011.tg22°39’ = 6,36 mm 1a1btwwp2 tg.d.5,0sin.a α−α=ρ

ρ p2 = 180.sin20°56’ – 0,5.61,013.tg33°34’ = 42,158 mm - определяне на широчините на зъбните колела

b2 = ψ bd.d1 = 0,715.64,929 = 46,42 ⇒ приемам b2 = 50 mm

b1 = b2 + (5÷ 10) ⇒ b1 = 50 + 5 = 55 mm


- определяне на началните диаметри

mm 45,6515,4

180.2

1U

a.2d

2

ww1 =

+=

+=

mm 545,29415,4

5,4.180.2

1U

U.a.2d

2

2ww2 =

+=

+=

б) Определяне на общите параметри на голямото и малкото колело от пър-вата степен на редуктора.- междуосово разстояние

m.yxcos.2

ZZa 21

w

∆−+β

+= Σ

mm 999,1793.052,0172,0

14cos.2

9221a w =

+++=

- коефициент на челно препокриване

[ ])tgtg(Z)tgtg.(Z..2

1tw2a2tw1a1 α−α+α−α

π=εα

[ ] 504,1)'3020tg'3922tg.(95)'3020tg'3430tg.(21..2

1 =°−°+°−°π

=εα

- коефициепт на осово препокриване

1,2m.

sin.b2 >π

β=εβ

284,13.

14sin.50 =π

=εβ

в) Проверка за неподрязване на зъбите – подрязване няма ако са спазени условията:

x1 ≥ xmin1 и x2 ≥ xmin2

или 0,33 ≥ -0,303

-0,158 ≥ -4,892Условията са изпълнени.г) Проверка за интерференция на зъбите – интерференция няма ако са спа-зени условията:

ρ l1 < ρ p1 и ρ l2 < ρ p2 или

5,47 < 6,3640,398 < 42,158

Условията са спазени.9. Пресмятане на силите действащи върху зъбите


Сили в

зацепванетоФормула Ичислена стойност

Периферна, N1w

11t d

T.2F = 3264

06545,0

8,106.2Ft ==

Радиална, N βα=

cos

tg.FF 1tr1 1224

14cos

20tg.3264Fr ==

Аксиална , N tg.FF 1ta1 β= 8,81314tg.3264Fa ==

10. Проверочно пресмятане на зъбните колела от първатастепен на редуктораа) Определяне на коефициентите необходими за извършване на провелочно-то пресмятане:- ZH – Коефициент отщитащ формата на зъбите:

59,120.2sin

14cos.2

2sin

cos.2Z

22

H ==αβ=

- Zε - Коефициент отчитащ сумарната дължина на контактната линия, който за наклонени зъби при ε β > 1 е:

815,0504,1

11Z ==

ε=

αε

- ZM = 275.103 Pa – Коефициент отчитащ механичните свойства на материали-те на съвместно работещи зъбни колела. - YF1 и YF2 – Коефициенти отчитащи формата на зъба. Те се избират в зависи-мос от приведения брой зъби Zv1 и Zv2. Следователно YF1 = 4,1,a YF2 = 3,75 - Yε - Коефициент отчитащ коефициента на припокриване, когато ε β > 1:

665,0504,1

11Y ==

ε=

αε

- Yβ - Коефициент отчинащ наклона на зъбите:

9,0140

141

1401Y =−=β−=β

- КНα и КFα - Коефициенти отчитащи разпределението на натоварването м/у зъбите, съответно при контактни и огъващи напрежения.КНα се определя в зависимост от периферната скорост на зъбното колело и степента на точност. Периферната скорост се пресмята за едно от колелата на зъбната двоика:

m/s 219,160

75,358.064929,0.

60

n.d.V 11 =π=

π=

където:


d1 – диаметър на мълкото колело n1 – обороти на малкото колело за една min За предавки от общото машиностроене не изискващи особена точност и при периферна скорост по-малка от 12,5 m/s степента на точност е 8-ма. При 8-ма степен на точност и при периферна скорост 1,219 m/s по графика определяме КНα = 1,05Ако коефициента на осово препокриване ε β > 1 КFα се определя от:

α

αα ε

−−ε+=.4

)5n).(1(4KF

889,0504,1.4

)58).(1504,1(4K F =−−+=α

n – степен на точност по БДС 3296-72 - КНβ и KFβ - Коефициенти отчитащи неравномерното разпределение на натоварването по държината на контактната линия. При цилиндрични колела с твърдост НВ ≤ 3500 MPa

05,1x)x1.(KK 0HH ≥+−= ββ

08,18,0)8,01.(4,1K H =+−=β

x – коефициент характеризиращ режима на работа но предавката. Избира се от таблица в зависимост от периода на експлоатация.

04,1x)x1.(KK 0FF ≥+−= ββ

124,18,0)8,01.(62,1K F =+−=β

- КНv и KFv – коефициенти отчитащи динамичното натоварване, което зависи от скоростта, степента на точност на зъбните колела и твърдостта на повърх-нините на зъбите.

КНv = 1,01, а KFv = 1,03б) Проверка при номинално натоварване:- проверка на контактни напрежения. Определяме относителната периферна сила WH при контактни напрежения.

HvFHt

H K.K.K.b

FW βα=

N/m 7477001,1.08,1.05,1.05,0

3264WH ==

Поверката на контактно напрежение се прави само за малкото колело:

HP1

1

1

HMHH U

1U.

d

W.Z.Z.Z σ≤+=σ ε

Стойностите на σ НР не трябва да превишават допустимите с 5%, както и да бъдат мо-малки от допустимите с 20%


Т.е.

0,8.σ НР < 1,05.σ НР

MPa 8,4225,4

5,5.

06493,0

74770.815,0.10.275.59,1 3

H ==σ

- Проверка по напрежения на огъване:Определяне на относителната периферна сила при огъване:

FvFF1

tF K.K.K.

b

FW βα=

N/m 62930124,1.03,1.916,0.055,0

3264WF ==

Провека на огъване на зъбно колело №1( Ст40 Х )

1FPF

1FF1 m

W.Y.Y.Y σ≤=σ βε

MPa 51,47003,0

62930.9,0.665,0.1,41F ==σ

Проверка на огъване на зъбно колело №2

2FP1F

2F1FP

F2FF2 Y

Y.

m

W.Y.Y.Y σ≤σ≤=σ βε

MPa 47,08003,0

62930.9,0.665,0.75,32F ==σ

в) Проверка на максимални натоварвания.

НРМном

пускHHM Т

T. σ≤σ=σ

22121,6272,2.8,422HM ≤==σ

1FPMном

пуск1F1FM Т

T. σ≤σ=σ

6322,1132,2.47,51FM1 ≤==σ

2FPMном

пуск2F2FM Т

T. σ≤σ=σ

2806,1032,2.08,47FM2 ≤==σ

Тпуск / Тном – взема се в зависимост от избрания електродвигател по каталог.Необходимите условия при проверочното пресмятане на втората зъбна пре-давка са спазени.


VІІІ. ПРОЕКТНО ПРЕСМЯНАТЕ НА ВАЛОВЕТЕ.

1. Пресмятане на вал №1 а) Пресмятане на приблизителния диаметър на вала.

[ ] m 017,010.150.2,0

3,13

.2,0

Td 3

53

yc

==τ

=

[τ ус] = 15 ÷ 30 МРа – допустимо напрежение на усукване. Изчислената стойност се закръгля до стандартна. Следователно приемам d = 20 mm б) Пресмятане на опорните реакции, разрезни усилия и начертаване на диа-грамите на РУ: - Вертикална равнина. Σ МВ = 0

Ft1.b – Rax.(a + b) = 0

N 4,273133,0

038,0.957

ba

b.FRa 1t

x ==+

=

Σ МA = 0Rbx.(a + b) - Ft1.a = 0

N 6,683133,0

095,0.957

ba

a.FRb 1t

x ==+

=

І –ви участък s = (0 ÷ a) Mx( s ) = Rax.s

Mx( 0 ) = 273,4.0 = 0Mx( 0.095 ) = 273,4.0,095 = 25,973 N.m

ІІ –ри участък s = (0 ÷ b) Mx( s ) = Rbx.s

Mx( 0 ) = 683,6.0 = 0Mx( 0.038 ) = 683,6.0,038 = 25,973 N.m

- Хоризонтална равнинаΣ МВ = 0

N 9,122133,0.2

0277,0.417,203

133,0

038,0.101,356

)ba.(2

d.F

ba

b.FRa 1wa1r

у =+=+

++

=

Σ МA = 0

N 175.233133,0.2

0277,0.417,203

133,0

095,0.101,356

)ba.(2

d.F

ba

a.FRb 1wa1r

у =−=+

−+

=

І –ви участък s = (0 ÷ a) My( s ) = Raу.s

Mу( 0 ) = 122,9.0 = 0Mx( 0.095 ) = 122,9.0,095 = 11,7 N.m


ІІ –ри участък s = (0 ÷ b)

Mx( s ) = Rbx.sMx( 0 ) = 233,175.0 = 0

Mx( 0.038 ) = 233,175.0,038 = 8,86 N.mДиаграмите на приведените моменти се определят от стойностите на огъващите моменти Мх и Му в двете равнини “х” и “у”

2у

2хПР МММ +=

0)0(М)0(ММ І 2у

2хПР =+=

N.m 487,287,11973,25)а(М)а(ММ ІІ 222у

2хПР =+=+=

N.m 433,2786,8973,25)b(М)b(ММ ІІІ 222у

2хПР =+=+=

0)0(М)0(ММ ІV 2у

2хПР =+=

Диаграмите на еквивалентните моменти се построяват по следната формула: 22

ПРЕКВ )Т,(ММ α+=

α - коефициент отчитащ различието в циклите на изменение на напреженията на огъване и усукване.

N.m 3,133,130)Т,(М ІМ І 222ПРЕКВ =+=α+=

N.m 439,313,13487,28)Т,(М ІІМ ІІ 2222ПРЕКВ =+=α+=

N.m 487,303,13433,27)Т,(М ІІІМ ІІІ 2222ПРЕКВ =+=α+=

N.m 000)Т,(М ІVМ ІV 22ПРЕКВ =+=α+=


[ ] m 029,010.225.2,0

8,106

.2,0

Td 3

53

yc

==τ

=

Приемам диаметъра в лагерните шийки да бъде d = 30 mmб) Пресмятане на опорните реакции, разрезни усилия и начертаване на диа-грамите на РУ: - Вертикална равнина. Σ МВ = 0

N 1827135,0

039,0.957)039,0048,0.(3264

cba

c.F)cb.(FRa 2t3t

x =−+=++−+

=

Σ МА = 0

N 480135,0

)039,0048,0.(957048,0.3264

cba

)ba.(Fa.FRb 2t3t

x =+−=++

+−=


І –ви участък s = (0 ÷ a)

Mx( s ) = Rax.sMx( 0 ) = 1827.0 = 0

Mx( 0.048 ) = 1827.0,048 = 87,7 N.mІІ –ри участък s = (0 ÷ b)

Mx( s ) = Rаx.(а + s) – Ft3.sMx( 0 ) = 1827.(0,048 + 0) – 3264.0 = 87,7 N.m

Mx( 0.048 ) = 1827.(0,048 + 0,048) – 3264.0,048 = 17,664 N.mІІІ –ти участък s = (0 ÷ с)

Mx( s ) = Rbx.sMx( 0 ) = 480.0 = 0 N.m

Mx( 0,039 ) = 480.0,039 = 17,664 N.m


N 4,921135,0

11111,0.417,203039,0.101,3560327,0.8,813)039,0048,0.(1224cba

2

d.Fc.F

2

d.F)cb.(F

Ra

2w2a2r

3w3a3r

y

=−+++=

=++

−+−+=

Σ МВ = 0

N 7,658135,0

11111,0.417,203048,0.12240327,0.8,813)048,0048,0.(101,356cba

2

d.Fa.F

2

d.F)ba.(F

Rb

2w2a3r

3w3a2r

y

=++−+=

=++

++−+=


Mу( 0 ) = 921,4.0 = 0Mx( 0.048 ) = 921,4.0,048 = 44,2 N.m

ІІ –ри участък s = (0 ÷ b)

s.F2

dF)sa.(Ra)s(М 3r

3w3ayу −−+=

N.m 616,170.12242

6545,0.8,813)0048,0.(4,921)0(М у =−−+=

N.m 091,3048,0.12242

6545,0.8,813)048,0048,0.(4,921)048,0(М у =−−+=


ІІІ –ти участък s = (0 ÷ с)

My( s ) = Rby.sMy( 0 ) = 658,7.0 = 0 N.m

My(0,039) = 658,7.0,039 = 25,8 N.m Опеделяне на приведените моменти.

N.m 209,982,447,87)а(М)а(ММ І 222у

2хПР =+=+=

N.m 452,89616,177,87)а(М)а(ММ ІІ 222у

2хПР =+=+=

N.m 268,318,25664,17)с(М)с(ММ ІІІ 222у

2хПР =+=+=

N.m 931,17091,3664,17)b(М)b(ММ ІV 222у

2хПР =+=+=

Определяне на еквивалентните моменти.N.m 09,1458,106209,98)Т,(М ІМ І 2222

ПРЕКВ =+=α+=

N.m 31,1398,106452,89)Т,(М ІІМ ІІ 2222ПРЕКВ =+=α+=


N.m 29,1088,106931,17)Т,(М ІVМ ІV 2222ПРЕКВ =+=α+=


[ ] m 043,010.300.2,0

8,478

.2,0

Td 3

53

yc

==τ

=

Следователно приемам d = 45 mm б) Пресмятане на опорните реакции, разрезни усилия и начертаване на диа-грамите на РУ: - Вертикална равнина. Σ МВ = 0

N 2072137,0

087,0.3264

ba

b.FRa 3t

x ==+

=

Σ МA = 0

N 1191137,0

095,0.3264

ba

a.FRb 3t

x ==+

=

І –ви участък s = (0 ÷ a) Mx( s ) = Rax.s

Mx( 0 ) = 2072.0 = 0Mx(0.05) = 2072.0,05 = 103,6 N.m

ІІ –ри участък s = (0 ÷ b) Mx( s ) = Rbx.s

Mx(0) = 1191.0 = 0Mx(0.087) = 1191.0,087 = 103,6 N



N 1652137,0.2

2945,0.8,813

137,0

087,0.1224

)ba.(2

d.F

ba

b.FRa 3w3a3r

у =+=+

++

=

Σ МA = 0

N 55,97137,0.2

2945,0.8,813

137,0

087,0.1224

)ba.(2

d.F

ba

a.FRb 1wa1r

у −=−=+

−+

=


Mу(0) = 1652.0 = 0Mx(0,05) = 1652.0,05 = 82,6 N.m

ІІ –ри участък s = (0 ÷ b) My( s ) = Rby.s

My( 0 ) =- 97,55.0 = 0My( 0.05 ) = - 97,55.0,05 = - 4,88 N.m

Определяне на приведените маменти0)0(М)0(ММ І 2

у2

хПР =+=

N.m 5,1326,826,103)а(М)а(ММ ІІ 222у

2хПР =+=+=

N.m 5,10388,46,103)b(М)b(ММ ІІІ 222у

2хПР =−=+=

0)0(М)0(ММ ІV 2у

2хПР =+=

Определяне на еквивалентните маментиN.m 000)Т,(М ІМ І 22

ПРЕКВ =+=α+=

496,8N.m 8,4785,132)Т,(М ІІМ ІІ 2222ПРЕКВ =+=α+=


N.m 8,4788,4780)Т,(М ІVМ ІV 2222ПРЕКВ =+=α+=


ІХ. ПРЕСМЯТАНЕ НА ВАЛОВЕТЕ НА УМОРА

1. Вал №1Пресмятането на вала на умора се извършва по най продължително дейст-ващото натоварване и се използва границата на умора при еквивалентен брой цикли :

m

E

0L N

NK =

KL –коефициент на трайност на вала. N0 – базов брой цикли.N0 = 5.106 при валове с диаметър d < 100 mmNE – еквивалентен брой цикли на валах при работа с различни обороти и натоварвания.

NE = 60.c.tΣ .n1 = 60.1.16600.2870 =2,859.109 Ако NE > N0 то КL = 1

σ -1екв = σ -1.КL = 450.1 = 450 МРаτ -1екв = τ -1.КL = 250.1 = 250 МРа

σ -1; τ -1 – граница на умора при нормални и тангенциални напрежения.σ -1 = 450 МРа за Ст 40 Хτ -1 = 250 МРа за Ст 40 ХWог – съпротивителен момент с/у огъванеWус – съпротивителен момент с/у усукване

3723

ог m10.854,732

02,0.

32

d.W −=π=π=

3623

yc m10.571,116

02,0.

16

d.W −=π=π=

σ а ,τ а – амплитудни напрежения на цикъла, съответно при нормални и тан-генциални напрежения.За най опасното сечение във вал №1

7

7ог

ПРа 10.118,3

10.854,7

487,28

W

M===σ −

66

ycma 10.233,4

10.571,1.2

3,13

W.2

T ===τ=τ −

σ m ,τ m – средни напрежения на цикъла съответно при нормални и тангенциални напрежения.

52

am 10.475,6

4

02,0

417,203

A

F=

π==σ

A – площа на напречното сечение на вала за разглежданото сечение.


ε σ , ε τ - коефициенти чрез които се отчита влиянието на размерите на детайлитеε σ = 0,92ε τ = 0,82β = 0,89 кσ , кτ - ефективни коефициенти на концентрация на напрежения.Кσ = 2,25кτ = 2,15Определяне на коефициента на сигурност за нормални напрежения

246,510.475,6.15,010.118,3.

89,0.92,025,2

10.450

...

ks

57

6

ma

1 =+

=σψ+σ

βε

σ=σ

σσ

σ

−σ

Определяне на коефициента на сигурност за тангенциални напрежения

389,1910.233,4.1,010.233,4.

89,0.82,0

15,210.250

...

ks

66

6

ma

1 =+

=τψ+τ

βε

τ=

τττ

τ

−τ

Общия коефициент на сигурност на вала в определено сечение се определя от зависимастта:

[ ]sss

s.ss

22≥

+=

τσ

τσ

036,5389,19246,5

389,19.246,5s

22=

+=

Допустимия коефициент на сигурност може да се определипо:[s] = s1 s2 s3

s1 – коефициент отчитащ еднородността на механическите свойства на материала. S1 = 1,15 – за ляти детайлиs2 – коефициент отчитащ точността на пресмятанията. S2 = 1,25 s3 – коефициент отчитащ степента на отговорностна пресмятания детайл s3 = 1,2

[s] = 1,15.1,25.1,2 = 1,725 2. Вал №2

NE = 60.c.tΣ .n2 = 60.1.16600.358,75 = 357315000 Ако NE > N0 то КL = 1

36

23

ог m10.651,232

03,0.

32

d.W −=π=π=

3623

yc m10.301,516

03,0.

16

d.W −=π=π=


6

6ог

ПРа 10.191,1

10.651,2

286,31

W

M===σ −

76

ycma 10.004,1

30110,5.2

4,106

W.2

T ===τ=τ −

52

am 10.878,2

4

03,0

417,203

A

F=

π==σ

ε σ = 0,87ε τ = 0,77β = 0,89 .kσ = 2,25kτ = 2,15

677,1610.878,2.15,010.192,1.

89,0.87,0

25,210.450

...

ks

57

6

ma

1 =+

=σψ+σ

βε

σ=

σσσ

σ

−σ

692,710.004,1.1,010.004,1.

89,0.77,0

15,210.250

...

ks

77

6

ma

1 =+

=τψ+τ

βε

τ=

τττ

τ

−τ

725,1933.6692,7677,16

692,7.677,16s

22≥=

+=

3. Вал №3 NE = 60.c.tΣ .n3 = 60.1.16600.81,8 = 81472800

Ако NE > N0 то КL = 1

3523

ог m10.227,132

05,0.

32

d.W −=π=π=

3523

ус m10.452,116

05,0.

16

d.W −=π=π=

52

am 10.147,4

4

05,0

8,813

A

F=

π==σ

65

ycma 10.763,9

45210,2.2

8,478

W.2

T ===τ=τ −

75

ог

ПРа 10.08,1

10.227,1

5,132

W

M===σ −


ε σ = 0,8ε τ = 0,7β = 0,89 .kσ = 2,25kτ = 2,15

161,1310.147,4.15,010.08,1.

89,0.8,0

25,210.450

...

ks

57

6

ma

1 =+

=σψ+σ

βε

σ=

σσσ

σ

−σ

211,710.763,9.1,010.763,9.

89,0.7,0

15,210.250

...

ks

66

6

ma

1 =+

=τψ+τ

βε

τ=

τττ

τ

−τ

725,1324.6211,7161,13

211,7.161,13s

22≥=

+=

Х. ПРЕСМЯТАНЕ НА ТЪРКАЛЯЩИТЕ ЛАГЕРИ.1. Вал №1 а) определяне на силите действащи върху лагерите Fr1,Fr2 и Fa

Fa = 203,417 NN 6,3026,6834,273RaRaFr 222

y2x1 =+=+=

N 3,7222,2339,122RbRbFr 222y

2x2 =+=+=

Ъгъла на наклона на конусната ролка α = 12°57’11”б) Определяме граничната стойност на на отношението на Fa/Fr за приложимостта на различните стойности на коефициентите X и У

e = 1,5.tg α = 1,5.tg12°57’11” = 0,334в) Определяне на колемината на S – компонентата зе радиално аксиални ролкови лагери е:

S = 0,83.e.FrS1 = 0,83.0,334.302,7 = 83,9 NS2 = 0,83.0,334.722,3 = 200,2 N

г) Определяне на изчислителното осово натоварване – при Fa > 0, и при S1 < S2

Fa1 = S2 + Fa = 200,2 + 203,417 = 403,6 NFa2 = S2 = 200,2 N

д) Определяне на коефициентите Х и У, съответно за лагер №1 и №2


e266,17,302

6,403

Fr

Fa

1

1 >==

⇒ X1 = 1, а У1 = 0,4.cotgα = 0,4.cotg12°57’11” = 1,794

e249,03,722

2,200

Fr

Fa

2

2 <==

⇒ X2 = 1, а У2 = 0e) Определяне на основната далготрайност

4,286510

60.2870.16600

10

60.nLL

661.h

10 ===

ж) пресмятане на еквивалентното натоварване Pr1 = X1.Fr1 + У1.Fa1 = 1.302,7 + 1,794.403,6 = 845 N Pr2 = X2.Fr2 + У2.Fa2 = 1.722,3 + 0.200,2 = 722,3 N

з) Определяне на товароносимостта на лагерите3

10

1

110 Pr

CrL

=

N 9205845.4,2865Pr.LCr 3,01

3,0101 ===

N 78683,722.4,2865Pr.LCr 3,02

3,0102 ===

Избирам и за двете упори избирам лагер 30204 БДС4890-85 1. Вал №2 а) определяне на силите действащи върху лагерите Fr1,Fr2 и Fa

Fa = Fa3 – Fa2 = 813,8 – 203,417 = 610,4 NN 20464,9211827RaRaFr 222

y2x1 =+=+=

N 81715,661480RbRbFr 222y

2x2 =+=+=



S = 0,83.e.FrS1 = 0,83.0,319.2046 = 541,7 NS2 = 0,83.0,319.817 = 216,3N

г) Определяне на изчислителното осово натоварване – при Fa > 0, и при S1 > S2

Fa1 = S1 = 541,7 N Fa2 = S1 + Fa = 541,7 + 610,4 = 1152,1 N



e264,02046

7,541

Fr

Fa

1

1 <==

⇒ X1 = 1, а У1 = 0

e41,1817

1,1152

Fr

Fa

2

2 >==

⇒ X2 = 1, а У2 = 0,4.cotgα = 0,4.cotg14°02’11” = 1,878e) Определяне на основната далготрайност

1,35810

60.75,358.16600

10

60.nLL

662.h

10 ===

ж) пресмятане на еквивалентното натоварване Pr1 = X1.Fr1 + У1.Fa1 = 2046 +0.541,7 = 2046 N

Pr2 = X2.Fr2 + У2.Fa2 = 1.817 + 1,878.1152,1 = 2980,6 N з) Определяне на товароносимостта на лагерите

310

1

110 Pr

CrL

=

N 119402046.1,358Pr.LCr 3,01

3,0101 ===

N 78686,2980.1,358Pr.LCr 3,02

3,0102 ===

Избирам и за двете упори избирам лагер 30206 БДС4890-85 1. Вал №3 а) определяне на силите действащи върху лагерите Fr1,Fr2 и Fa

Fa = 813,8 NN 265016522072RaRaFr 222

y2x1 =+=+=

N 118755,971191RbRbFr 222y

2x2 =−=+=



S = 0,83.e.FrS1 = 0,83.0,404.2650 = 888,6 NS2 = 0,83.0,404.1187 = 398N

г) Определяне на изчислителното осово натоварване – при Fa > 0, и при S1 > S2

Fa1 = S1 = 888,6N Fa2 = S1 + Fa = 888,6+ 813,8 = 1702,4 N



e335,02650

6,888

Fr

Fa

1

1 <==

⇒ X1 = 1, а У1 = 0

e434,11187

4,1702

Fr

Fa

2

2 >==

⇒ X2 = 1, а У2 = 0,4.cotgα = 0,4.cotg15°06’36” = 1,486e) Определяне на основната далготрайност

6,7910

60.7,79.16600

10

60.nLL

663.h

10 ===

ж) пресмятане на еквивалентното натоварване Pr1 = X1.Fr1 + У1.Fa1 = 1.2650 +0.888,6 = 2650 N

Pr2 = X2.Fr2 + У2.Fa2 = 1.1187 + 1,486.1702,4 = 3005 N з) Определяне на товароносимостта на лагерите

310

1

110 Pr

CrL

=

N 98482650.5,79Pr.LCr 3,01

3,0101 ===

N 111703005.5,79Pr.LCr 3,02

3,0102 ===

Избирам и за двете упори избирам лагер 30209 БДС4890-85

ХІ. ИЗЧИСЛЯВАНЕ НА ФЛАНЦОВ ДИСКОВ СЪЕДИНИТЕЛ С ЧЕЛНО СТЪПАЛО НА ЕДИНИЯ ДИСК.

1. Изчисление на съединителя между двигателя и входящия вал на предава-телния механизъм. Момента действащ върху входящия вал е Т = 13,3 N.m Избирам материала на дисковете при периферни скорости V < 30 m/s – СЧ30 по БДС 1799-74. Материала на бортовете А Ст 5 по БДС 2592-71 Избирам стандартен съединител с момент до 63 N.m. d = 20mm D = 100mm L = 104mmПроверка на избрания съединител с непасвани болтове. Определяме силата натоварваща един болт:

z..R

TF

тр1oc µ=

Rтр – радиус на триене

mm5,324

30100

4

dDR 2

тр =−=−

=


d2 – диаметър на центриращото стъпало d2 = (1,4÷ 1,6).dвал = 1,5.20 = 30 mmz = 3 – приет брой на болтоветеµ = 0,25 – коефициент на триенем/у челата на дисковете

N 6,5453.25,0.0325,0

3,13F 1oc ==

Проверка на болтовете на опън:

[ ]оп221

1ocоп MPa 04,9

01,0.14,3

6,545.3,1.4

4

d.

F.3,1σ≤==

π=σ

d1 = 10mm диаметър на болта [σ оп] = 75÷ 85 MPa 1. Изчисление на съединителя между двигателя и входящия вал на предава-телния механизъм. Момента действащ върху входящия вал е Т = 478,8 N.m Избирам материала на дисковете при периферни скорости V < 30 m/s – СЧ30 по БДС 1799-74. Материала на бортовете А Ст 5 по БДС 2592-71 Избирам стандартен съединител с момент до 500 N.m. d = 35mm D = 150mm Проверка на избрания съединител с непасвани болтове. Определяме силата натоварваща един болт:

mm6,504

5,52150

4

dDR 2

тр =−=−

=

d2 = (1,4÷ 1,6).dвал = 1,5.30 = 52,5 mmz = 4 – приет брой на болтоветеµ = 0,25 – коефициент на триенем/у челата на дисковете

N 94624.25,0.0506,0

8,478F 1oc ==

Проверка на болтовете на опън:

[ ]оп221

1ocоп MPa 7,73

015,0.14,3

9462.3,1.4

4

d.

F.3,1σ≤==

π=σ

d1 = 15 mm - диаметър на болта

58311675-reduktor

Documents

Transcript of 58311675-reduktor