Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0355 / записка

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

14.02.2023

Размер:

1.27 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 52 3 4 5 > Следующая >>>

4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи между валами 3-4.

4.1. Исходные данные:

T3 = 271

Н·м;

T4 = 258

Н·м;

n3 = 528

îб/ìин;

n4 = 106

îá/ìин;

U3_4 = 5

c-1;

ω4 = 55.3

передачи:

ts = 15000

часов ;

Срок службы

в1 = 0.5 ,

в2 = 0.3

tn := 0.003

Коэффициенты

а1 = 0.2 ,

а2 = 0.3

График нагрузки рис 3.

Рис 3. График нагрузки.

3.1.1.Время работы передачи: ts = 15000 часов;

3.1.2.Определение коэффициентов эквивалентности для графика нагрузки (NHE):

M1 := Kп_н T4 = 568

Н·м;

:= ts tn = 45 часов;

M2 := T4 = 258

Н·м;

t2 := (ts − t1) а1 = 2991 часов;

M3 := в1 T4 = 129

Н·м;

t3 := (ts − t1) а2 = 4487

часов;

M4 := в2 T4 = 77

Н·м;

t4 := ts − t1 − t2 − t3 = 7478

часов;

тогда:

KHE :=

= 0.66

[3, 15]

4.1.3 Наработка (N):

C := 1

- число вхождений в зацепление зубьев колеса за один его оборот;

тогда:

N := ts 60

C = 1.06 × 108

циклов

см. [3, 15]

U2_3

КПДМ 000000168 ПЗ

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

NHG := 100 106 циклов - базовое число циклов напряжений; рис. 4.6 [4. 82]

4.1.4. Коэффициент долговечности

KHd := KHE

= 0.67

NHG

4.1.5. Коэффициент долговечности по изгибу(

KFd

KFE := 0.752

- коэффициент эквивалентности

по изгибу; табл. 4.1 [4. 77]

m := 6

NFG := 4 106

- база изгибных напряжений;

KFd := KFE

= 1.3

см [1. 33]

NFG

4.2. Выбор материалов

4.2.1. Примем для шестерни сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость

(полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 90 мм. т. 3.3 [1])

HB1 := 230

4.2.1. Примем для колеса сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость

HB2

:= 200

4.2.1.4. Механические характеристики стали 45

для шестерни

σв1 := 780

МПапредел прочности

σT1 := 440

МПапредел текучести

для колеса

σв2 := 690

ÌÏà

σT2 := 340

ÌÏà

4.2.2. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного

выкрашивания и изгибным напряжениям.

для ведущего колеса

σHlimb1 := 2HB1 + 70 = 530

ÌÏа;

табл. 3.2 [1. 34]

SH := 1.1

σHlimb1

см. [1. 33];

σHadm1 :=

= 482

ÌÏа;

[1. 292]

σFlimb1 := 700

ÌÏà;

SF := 1.5

σFlimb1

см [1. 44];

σFadm1 :=

= 467

ÌÏà;

для ведомого колеса

σHlimb2 := 2HB2 + 70 = 470

ÌÏà;

σHadm2 :=

σHlimb2

= 427

ÌÏà;

σFlimb2 := 700

ÌÏà;

σFadm2 :=

σFlimb2

= 467

ÌÏà;

4.3.1. Определяем коэффициент нагрузки (KH,

);

КПДМ 000000168 ПЗ

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

4.3.2 Предворительное значение окружной скорости по формуле (V'):

Cv := 15 по табл. 4.9 [4. 95];

ψa := 0.315 - коэффициент ширины по табл. 3.3 [4. 53]; тогда:

		3
	n		T	4	103
V' :=	3						= 1.13 м/с;

	103 Cv		U3_42			ψa

4.3.3 Степень точности по табл. 4.10 [4. 96]: m := 8;

4.3.1.3 Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:

				U3_4 + 1
	b	=	ψa	U3_4 + 1	= 0.9

	d1			2

4.3.4 Коэффициенты нагрузки на контактную выносливость.
	По таб. 4.7 (4. 93] определяем коэффициент концентрации					KHβ0 := 1.1
x := 0.75				таб. 4.1	[4. 77].

KHβ := KHβ0 (1 − x) + x = 1.025

По рис. 4.7 [4. 92] определяем коэффициент распределения нагрузки KHα := 1.1 По таб. 4.11 [4. 96] определяем коэффициент динамичности: KHv := 1.1

тогда: KH := KHα KHβ KHv = 1.2

4.3.5 Коэффициенты нагрузки на изгибную выносливость

4.3.5.1 По таб. 4.8 [4. 94] определяем коэффициент концентрации: KFβ0 := 1.1

x := 0.5 таб. 4.1 [4. 77].

KFβ := KFβ0 (1 − x) + x = 1.05

4.3.6Определяем коэффициент распределения нагрузки: KFα := 1 [4. 92]

4.3.7По таб. 4.12 [4, 97] определяем коэффициент динамичности KFv := 1.04 тогда: KF := KFα KFβ KFv = 1.09

4.4.1Предварительное межосебое расстояние по формуле: K := 270 - для прямозубых передач

	3
αw := (U3_4 + 1)		K	2	T4	103

						= 141.4	мм см [4. 98]
		σHadm2 U3_4			ψa

Принимаем с соответствии с единым рядом глабных параметров стандартное значение: αw. := 140 мм см [4. 51]

4.4.2 Действительная скорость по формуле:

V :=

2 αw. π n3

= 1.3

м/с

см [4. 98]

(U3_4 + 1) 60 103

4.4.3 Фактические контактные

напряжения

b2 := 55

мм - ширина колеса

U3_4 + 1

σH :=

σHadm2 = 427.3

270

T4 10

= 388

МПа; см [4. 98]

αw. U3_4

На этапе заканчиваются расчеты, связанные с контактной прочностью. Недогруз

КПДМ 000000168 ПЗ

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Лист

Δσ := σHadm2 − σH 100 = 9.1 %

σHadm2

4.5.1Следующии этап - определение модуля.

4.5.2Окружная сила по формуле

F :=	T4 103 (U3_4	+ 1)	= 2212	Н см [1. 99]
F :=	αw. U3_4		= 2212	Н см [1. 99]
t3

Mодуль по формуле (mn):

ширина шестерни по формуле: b1 := 1.12 b2 = 61.6 b1. := 61 примем мм;

для прямозубых передач

mn :=

3.5 Ft3 KFd KF

= 0.39

мм;

см [1. 104]

b1. σFadm1

Полученное значение модуля округляем до ближайшего в соответствии с единым

рядом главных параметров [4, 53];

mn. := 1.25

мм.

4.6 Определение чисел зубьев.

Суммарное число зубьев.

Z' :=

αw.

= 224

см [4. 100]

mn.

примем

Z := 223

Число зубьев шестерни

= 37.2

U3_4 + 1

примем

Z1 := 37

Число зубьев колеса

Z2. := Z − Z1 = 186

Фактическое передаточнре число

Z2.

= 5.03

а принятое

3_4

= 5

3_4

σF1

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни (

Приведенное число зубьев:

Zv1 := Z1 = 37

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [1. 101]

YF1 := 3.61

Тогда:

YF1

σF1 :=

Ft3

KFd KF = 148.4

ÌÏа см [4. 101] а допускаемое

σFadm1 = 467

ÌÏà;

b1. mn.

изгиба зубьев колеса (

σF2

Проверяем фактическое напряжение

Приведенное число зубьев:

Zv2 := Z2. = 186

YF2 := 3.63

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101]

Тогда:

YF2

σF2 :=

Ft3

KFd KF = 165.5

ÌÏа а допускаемое

σFadm2 = 467

ÌÏà;

b2 mn.

Условия прочности изгибу колес выполнено.

КПДМ 000000168 ПЗ

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Лист

4.1 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

d1 := mn. Z1

= 46

мм;

см [4. 108]

колеса:

:= mn. Z2.

= 233

мм;

+ d

Проверяем условие

= 139.4

αw. = 140

мм

Диаметры вершин

колес;

шестерни

da31 := d1 + 2 mn. (1 + 0.1)

= 49

см [4. 108]

колеса

da32 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1)

= 235.3

Диаметры впадин колес;

шестерни

df1 := d1 −

2 mn. (1.25 − 0.1) = 43.4

см [4. 108]

колеса

df2

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1)

= 229.6

4.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft3

= 2212

Осевое усилие

Fa3 := 0Н

см [4. 109]

Радиальное усилие

Fr3 := Ft3 tan 20

= 805

Н см [4. 109]

180

Нормальное усилие

Fn3 :=

Ft3

= 2353

см [4. 109]

cos 20

180


					КПДМ 000000168 ПЗ	Лист

							16
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата			16

5.РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

5.1.Исходные данные

P1 = 16.6 êÂò

n1 = 2850 îá/ìин T1 = 55.6 Нм

T2 = 62.8 Нм U1_2 = 1.2

ω1 = 298 с-1

5.1.1. Расчетная схема передачи.

Рис. 5.1 Схема клиноременной передачи.

5.2.Расчет основных параметров передачи.

5.2.1.Выбор типа ремня. Выбираем в зависимости от n1 è P1 По номограмме [1] стр. 134

[1] стр. 129 рекомендуется ремень типа "Б"

Рис.3.2 Сечение клинового ремня

3.2.1.1. Основные размеры клинового ремня "Б" [1] таблица 7.7 по ГОСТ 1284.1-80

					КПДМ 000000168 ПЗ	Лист

							17
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата			17

5.2.1.2.

lp =

ìì

W = 17

ìì

TO = 10.5

ìì

A = 133

мм2

L = 40

ìì

ϕ = 40

mрем = 0.2

кг/ì

5.2.1.3.

Диапазон

äëèí

Lд = "800

- 6300 мм"

5.2.2.

Диаметр ведущего шкива определяют по эмперической формуле

3.5 3

d1 :=

T1 103 = 133.6

мм

Полученное значние округляем до ближайшего большого значения [1] таб. 2.2.4 ГОСТ 20889-88 и при условии что миниамльно допустимый диаметр ведущего шкива [1] таблица 7.7 для ремня

типа "Б" dmin = 125 мм тогда примем в расчет d1. = 140 мм.

5.2.3.Диаметр ведомого шкива определяют с учетом относительного скольжения ремня ε = 0.02 d2 := U1_2 d1. = 168 ìì

5.2.4.Примем из стандартного ряда диаметров табл 2.2.4 [1]

d2. = 160

мм.

5.2.5.

Уточненное значение передаточного отношения

u1_2. :=

d2.

= 1.17

d1.

(1 − ε)

5.2.6.

Погрешность составляет

u :=

U1_2

− u1_2.

100 = 2.8

U1_2

и находится в допустимых пределах -5% <

u < 5%

.5.2.7.

Межосевое расстояние a назначим, ориентируясь на amin , amax.

amin := 0.55 (d1.

+ d2.) + TO

= 176

ìì

amax := 2 (d1. + d2.)

= 600

ìì

примем в расчет

a = 390

мм.

5.2.7.

Угол обхвата на ведущем шкиве

α :=

− d

180 −

57 =

177

5.2.8.

Длина ремня

− d

LP :=

2 a + 0.5 π (d2. + d1.)

( 2. 1.)

= 1251

мм

4 a

L = 1120

Примем стандартное значение длины ремня

мм

5.2.9 Cêîðость ðåìня

v1 := ω1

10−3

= 20.9

ì/ñ

.5.3. Расчет числа ремней

5.3.1. Число ремней определяют из условия обеспечения тяговой способности передачи

z ≥

P1 Kд

где

P0 Kα Kz KL

P0 = 2.2

кВт - определено интерполяцией табличных данных 2.2.7 [2] мощность, передаваемая одним

ремнем, при

= 2.9 × 103

;

= 16.6

кВт;

U1_2 = 1.2 ;

					КПДМ 000000168 ПЗ	Лист

							18
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата			18

Kд = 1.1 - коэффициент динамической нагрузки;

Kα = 0.953 - коэффициент угла обхвата

KL = 1.13 - коэффициент учитывающий влияние длины ремня

Kz := 0.95

тогда

z :=	P1 Kд	= 1.1
	P0 Kα Kz KL

5.3.2.Принимаем z = 2

5.3.3.Предворительное натяжение ветви клинового ремня

F0 :=

850 P1 Kд KL

θ v12 = 517

Н;

z v K

5.3.

Усилия, действующих на вал.

Fв := 2 F0 z sin

α π

= 2069

Н;

180 2

5.6.

Разработка конструкции шкивов

5.6.1. Ðàзработка

конструкции шкива ведомого

5.6.1.1.

Äиаметр îòверстия äëÿ âàëà dø

τadm :=

МПа - допускаемое напряжение при предварительном расчете (для быстроходных валов)

T2 103

= 25

мм

0.2 τadm

4.6.1.2.

Примем

dш := 32

мм

4.6.1.3.

Ширина обода шкива

Bш

f := 10

мм

-для ремня типа А

eр := 10

Bш := 2 f + eр (z − 1)

Bш = 10

мм

					КПДМ 000000168 ПЗ	Лист

							19
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата			19

						6 Предворительное конструирование колес, валов и выбор подшипников
	6.1 Вал 1 - ведущий вал цилиндрической зубчатой передачи
	конструкция шестерни - неразборный выполнен ввиде вал-шестерня
	Диаметðû:					τadm := 20 ÌÏà - для быстроходного вала
	Выходного конца					τadm := 20 ÌÏà - для быстроходного вала
	dвм	:=	3	T1	103	= 24	см [1. 161] Ïримем dв5 := 28 мм принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ
	dвм	:=	0.2		τadm	= 24
			0.2		τadm
	6639-69 c учетом диаметра вала двигателя 0.9 dэл = 28.8									< dв5 < 1.1 dэл = 35.2 ìì
	примем dв4 := 30 ìì
	примем dв2 := 32 ìì
	примем dв2 := dв2 = 32						ìì
	примем dв1 := dв4 = 30						ìì
	6.2 Ваë 2 - ведомый âàë 1 ступени и ведущий вал зубчатой ïередачи 2 ступени
	Êîнструкцèÿ вала - âûполнен в виде âàëà-шестерни для 2 ступени и отдельно от конического колеса.
	1 ступени
	Диаметðû:					τadm := 23 ÌÏà - быстроходного вала
	Выходного конца					τadm := 23 ÌÏà - быстроходного вала
	d	:=	3	T2	103	= 24	Примем d		:= 30 мм (с учетом стандарта диаметров внутренней обоймы
	d	:=			τadm	= 24	Примем d		:= 30 мм (с учетом стандарта диаметров внутренней обоймы
	вм		0.2					в6
			0.2
	подшипников ГОСТ 8338-75)
	примем dв7 := 35 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
									КПДМ 000000168 ПЗ		Лист
Изм.	Лист		№ докум.			Подпись		Дата	КПДМ 000000168 ПЗ		20
											20

	dв8 := 40 ìì
	dв9 := dв8 = 40				ìì
	dв10 := dв7 = 35				ìì
	dв11 := dв6 = 30				ìì
	6.3 Ваë 3 - ведомый âал зубчатой цилиндрической передачи(ступень 2) и ведущий вал цепной
	передачи(ступень 3) Конструкция вала - выполнен раздельно от звездочки 3 ступени и раздельно от
	ведомого колеса. 2 ступени
	Диаметðû:				τadm := 25 ÌÏà - тихоходного вала
	Выходного конца				τadm := 25 ÌÏà - тихоходного вала
	dвм	:=	3	T3 103	= 38	Примем dв12 := 55 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69
			0.2 τadm
	и с учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)
	примем dв13 := 60 ìì
	примем dв14 := 65 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
	dв15 := dв12 = 55				мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
	dв16 := 50 ìì
	6.4 Выбор подшипников под вал 1
	Примем радиальный шариковый подшипник 206 ГОСТ 8338-75
	посадочный диаметр внутренней обоймы dв1 = 30								ìì
	посадочный диаметр наружней обоймы dв2Н := 62 ìì
	ширина 16 мм							С01 := 10 êÍ
	статическая грузоподъемность							С01 := 10 êÍ
	динамическая грузоподъемность							С1 := 19.5 кÍ
	6.5 Âûáор ïодшипников ïîä âàë 2
	Примем радиальный шариковый подшипник 306 ГОСТ 8338-75
	посадочный диаметр внутренней обоймы dв6 = 30								ìì
									КПДМ 000000168 ПЗ	Лист
Изм.	Лист		№ докум.		Подпись		Дата		КПДМ 000000168 ПЗ	21
Изм.	Лист		№ докум.		Подпись		Дата

<<< < Предыдущая 12 / 52 3 4 5 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке 0355

#
14.02.20232.36 Mб31.xps
#
14.02.2023146.54 Кб36vEjyIPFup0.jpg
#
14.02.20232.25 Mб4Zapiska_-_GOTOVA.doc
#
14.02.20231.27 Mб3записка.pdf
#
14.02.20233.86 Mб3записка2.xmcd
#
14.02.202358.27 Кб3Компоновка.cdw
#
14.02.202353.03 Кб3крышка1.cdw
#
14.02.202346.9 Кб3крышка2.cdw
#
14.02.2023111.69 Кб3привод.cdw