Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

записка

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

14.02.2023

Размер:

629.82 Кб

Скачать

☆

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

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

Число зубьев колеса Z2 := Z − Z1 = 168

Фактическое передаточнре число

U'1_2 :=

= 5.6

а принятое

U2_3

= 5.6

σF1

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни (

Приведенное число зубьев:

Zv1 := Z1 = 30

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

YF1 := 3.8

Тогда:

σF1 :=

YF1

σFadm1 = 636

Ft2 KFd KF = 71

ÌÏà а допускаемое

ÌÏà;

b1. mn.

Проверяем фактическое напряжение

изгиба зубьев колеса ( σF2

Приведенное число зубьев:

Zv2 := Z2 = 168

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

YF2 := 3.6

Тогда:

YF2

σF2 :=

σFadm2 = 636

Ft2 KFd KF = 72.7

ÌÏà а допускаемое

ÌÏà;

b2 mn.

Условия прочности изгибу колес выполнено. 4.1 Геометрический рачсчет Делительные диаметры:

шестерни: d1 := mn. Z1 = 38 мм; см [4. 108] колеса: d2 := mn. Z2 = 210 мм;

Проверяем условие d1 +2 d2 = 123.8 = αw. = 125 мм

Диаметры вершин колес;

шестерни da21 := d1 + 2 mn. (1 + 0.1) = 40.3 см [4. 108] колеса da22 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1) = 212.8

Диаметры впадин колес;

шестерни

df1

:= d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 34.6

см [4. 108]

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1)

= 207.1

колеса

df2

4.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft2 := Ft2 = 496

см [4. 109]

Fa2 := 0

Осевое усилие

см [4. 109]

Радиальное усилие

Fr2 := Ft2 tan 20

= 181

Н см [4. 109]

180

Нормальное усилие

Fn2 :=

Ft2

= 528

см [4. 109]

cos 20

180

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи между валами 2-3.

4.1. Исходные данные:

T3 = 286 Н·м;

. примен

= 53

Н·м;

= 305

îá/ìèí;

Перв

= 1706

îá/ìèí;

U3_4 = 5

ω3

= 31.9

c-1;

Срок службы передачи: ts = 30000

часов ;

Коэффициенты а1 := 0.3, а2 := 0.2 в1 := 0.7, в2 := 0.2 tn := 0.003

График нагрузки рис 3.

Справ. №

Подпись и дата

дубл.

Инв. №

Рис 3. График нагрузки.

.№

4.1.1. Время работы передачи:

ts = 30000

часов;

инв

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

Взам.

:= Kп_н T4

= 3020 Н·м;

:= ts tn

= 90

часов;

M2 := T4 = 1373 Н·м;

t2 := (ts − t1) а1 = 8973 часов;

и дата

M3 := в1 T4

= 961

Н·м;

t3 := (ts − t1) а2 = 5982

часов;

M4 := в2 T4 = 275

Н·м;

t4 := ts − t1 − t2 − t3 = 14955

часов;

Подпись

тогда:

KHE :=

= 0.7

[1, 15]

подл.

Лист

Инв. №

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

4.1 Выбор материала

4.1.1. Коэффициент долговечности (KHL)

Коэффициент эквивалентности для данного режима нагружения (3) по табл 2.4

[2, 16]

4.1.3 Наработка (

N):

C := 1

- число

вхождений в зацепление зубьев колеса за один его оборот;

тогда:

N := ts 60 n3 C = 5.48 × 108

циклов

см. [2,

15]

NHG := 100

циклов - базовое число циклов напряжений;

рис. 4.6 [2.

82]

4.1.4. Коэффициент долговечности

KHd := KHE

= 1.3

NHG

4.1.5. Коэффициент долговечности по изгибу(

KFd

KFE := 0.752

- коэффициент эквивалентности

по изгибу;

табл. 4.1 [2. 77]

m := 6

NFG := 4 106

- база изгибных напряжений;

KFd := KFE

= 1.71

см [2.

33]

NFG

4.2.1. Примем для ведущего колеса ступени -сталь 40Х ГОСТ1050-88 с термообработкой - объемная

закалка (полагая, что диаметр заготовки и ширина колеса не превысит 125 мм. и 80 мм

соответственно

табл. 3.3 [1. 34] тогдп:

HRC1 := 45

σв1 := 900

МПапредел прочности;

σT1 := 750

МПапредел текучести;

4.2.1. Примем для ведомого колеса ступени -сталь 40Х ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость (полагая, что диаметр заготовки и ширина колеса превысит 200 мм. и не привысит 125 мм соответственно табл. 3.3 [1. 34] тогда:

HRC2 := 45

σв2 := 800 МПапредел прочности; σT2 := 640 МПапредел текучести;

4.2.2. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного выкрашивания и изгибным напряжениям.

для ведущего колеса


σHlimb1 := 18HRC1 + 150 = 960					ÌÏà; табл. 3.2 [1. 34]
SH := 1.1	см. [1. 33];
σHadm1 :=	σHlimb1		= 873	ÌÏà;	см [1. 292]
	SH
σFlimb1 := 700
		ÌÏà;
SF := 1.5
	см [1. 44];

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

σFadm1 := σFlimb1 = 467 ÌÏà; SF

для ведомого колеса

σHlimb2 := 18HRC2 + 150 = 960 ÌÏà;

σHadm2 := σHlimb2 = 873 ÌÏà; SH

σFlimb2 := 700 ÌÏà;

σFadm2 := σFlimb2 = 467 ÌÏà; SF

4.3.1. Определяем коэффициент нагрузки (KH, KF);

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
	n2		3	T4 103
	n2			T4 103
V' :=						= 6.35	м/с;
V' :=						= 6.35	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 := 300 - для прямозубых передач



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Δσ :=

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

	3
αw := (U3_4 + 1)		K	2	T4	103

						= 164.5 мм см [4. 98]
		σHadm2 U3_4			ψa

Принимаем с соответствии с единым рядом глабных параметров стандартное значение:

αw. := 200

мм см [4. 51]

4.4.2 Действительная скорость по формуле:

V :=

2 αw. π n2

= 6

м/с

см [4. 98]

(U3_4 + 1) 60 103

4.4.3 Фактические контактные напряжения

b2 := 64

мм - ширина колеса

U3_4 + 1

σH :=

σHadm2 = 872.7

300

= 645.8

МПа; см [4. 98]

αw. U3_4

На этапе заканчиваются расчеты, связанные с контактной прочностью.

НедогрузσHadm2 − σH = σHadm2 100 26 %

4.5.1Следующии этап - определение модуля.

4.5.2Окружная сила по формуле

F :=	T3 103 (U3_4 + 1)	= 1715	Н см [1. 99]
F :=	αw. U3_4	= 1715	Н см [1. 99]
t3

Mодуль по формуле ( mn):

ширина шестерни по формуле: b1 := 1.12 b2 = 71.7 b1. := 67 примем мм; для прямозубых передач

mn := 3.5 Ft3σKFd KF = 0.36 мм; см [1. 104]

b1. Fadm1

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' :=	2 αw.			= 320		см [4. 100]
Z' :=			mn.	= 320		см [4. 100]
			mn.
			Z := 319
примем			Z := 319

Число зубьев шестерни
Z'1 :=			Z		= 53.2
Z'1 :=		U3_4 +		1	= 53.2
		U3_4 +		1

примем Z1 := 53

Число зубьев колеса Z2. := Z − Z1 = 266

Фактическое передаточнре число



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

Инв. №подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

U'2_3 :=

Z2.

= 5.02

а принятое

U3_4

= 5

σF1

Проверяем фактическое

напряжение изгиба зубьев шестерни (

Приведенное число зубьев:

Zv1 := Z1 = 53

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

YF1 := 3.61

Тогда:

YF1

σF1 :=

σFadm1 = 467

Ft3

KFd KF = 137.9

ÌÏà см [4. 101] а допускаемое

ÌÏà;

b1. mn.

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса ( σF2

Приведенное число зубьев:

Zv2 := Z2. = 266

YF2 := 3.63

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

Тогда:

σF2 :=

YF2

Ft3 KFd

KF = 145.1

ÌÏà а допускаемое

b2 mn.

Условия прочности изгибу колес выполнено.

4.1 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

d1 := mn. Z1

= 66

мм;

см [4. 108]

:= mn. Z2.

= 333

колеса:

мм;

+ d

Проверяем условие

= 199.4

αw. = 200

мм

Диаметры вершин

колес;

шестерни

da31 := d1

+ 2 mn. (1 + 0.1) = 69

см [4. 108]

колеса

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

= 335.3

Диаметры впадин колес;

шестерни

df1 := d1

− 2 mn. (1.25 − 0.1) = 63.4

см [4.

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1)

= 329.6

колеса108]

df2

4.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft3 = 1715

Осевое усилие

Fa3 := 0Н

см [4. 109]

Радиальное усилие

Fr3 := Ft3 tan 20

= 624

180

σFadm2 = 467 ÌÏà;

см [4. 109]

Нормальное усилие	Fn3 :=	Ft3		= 1825	Н см [4. 109]
		cos 20	π

			180




Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

5.РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

5.1.Исходные данные

P1 = 10 êÂò

n1 = 2900 îá/ìèí T1 = 32.9 Нм

T2 = 52.6 Нм U1_2 = 1.7

ω1 = 304 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



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

5.2.1.2.

lp = 14

ìì

= 17

ìì

TO = 10.5

ìì

A = 133

мм2

L = 40

ìì

ϕ = 40

mрем = 0.2

кг/ì

5.2.1.3.

Диапазон длин

Lд = "800

- 6300 мм"

5.2.2. Диаметр ведущего шкива определяют по эмперической формуле

d1 := 3.5 3

103 = 112.2

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. = 125 мм.

5.2.3.Диаметр ведомого шкива определяют с учетом относительного скольжения ремня ε = 0.02 d2 := U1_2 d1. = 213 ìì

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

d2. = 224 мм.

5.2.5. Уточненное значение передаточного отношения

u1_2. :=

d2.

= 1.83

d1.

(1 − ε)

5.2.6. Погрешность составляет

u :=

U1_2 − u1_2.

100 = −7.6

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

= 202

ìì

amax := 2 (d1.

+ d2.) = 698

ìì

a = 450

примем в расчет

мм.

5.2.7. Угол обхвата на ведущем шкиве

α :=

180 −

− d

167

5.2.8.

Длина ремня

LP := 2 a + 0.5 π (d2. + d1.) + (d2.4− ad1.)2 = 1454 мм

Примем стандартное значение длины ремня L = 1400 мм 5.2.9 Cкорость ремня

v1 := ω1 d1. 210−3 = 19 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 n1 = 2.9 × 103 ; P1 = 10 кВт; U1_2 = 1.7 ;

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № Инв. № дубл. Подпись и дата

Kд = 1.1 - коэффициент динамической нагрузки;

Kα = 0.956 - коэффициент угла обхвата

KL := 1- 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 = 323

Н;

z v K

5.3.

Усилия, действующих на вал.

Fв :=

2 F0 z sin

α π

= 1282

Н;

180 2

5.6.

Разработка конструкции шкивов

5.6.1.

Разработка

конструкции шкива ведомого

5.6.1.1.

Диаметр отверстия для вала dø

τadm :=

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

T2 103

d :=

d = 23.6

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

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

	5 Придворительное конструирование колес, валов и выбор подшипников
	5.1 Вал 1 - ведущий вал цилиндрической зубчатой передачи
	конструкция шестерни - неразборный выполнен ввиде вал-шестерня
.	Диаметðû:					τadm := 20 ÌÏà - для быстроходного вала
. примен	Выходного конца					τadm := 20 ÌÏà - для быстроходного вала
. примен		3		T1	103
Перв	dв1	:=				= 20	см [1. 161]Примем dв1 := 30 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ
	6639-69)		0.2		τadm
	6639-69)
	примем dв2 := 36 мм (с учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)
	примем dв3 := dв1					= 30	ìì	dв5 := dв1 = 30 ìì
	примем dв4 := dв2 = 36 ìì
Справ. №
	5.2 Вал 2 - ведомый вал 1 ступени и ведущий вал зубчатой передачи 2 ступени
	Конструкция вала - выполнен в виде вала-шестерни для 2 ступени и отдельно от конического колеса.
Подпись и дата	1 ступени
Подпись и дата
дубл.
Инв. №
Взам. инв. №
и дата
Подпись	Диаметðû:					τadm := 21 ÌÏà - быстроходного
Подпись	Выходного конца
	Выходного конца
подл.	вала
подл.								Лист
Инв. №								Лист
Инв. №	Изм.	Лист			№ докум.		Подпись Дата
	Изм.	Лист			№ докум.		Подпись Дата

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

Соседние файлы в папке сдача

#
14.02.20232.43 Mб51.xps
#
14.02.2023506.16 Кб5SB_14 (1).cdw
#
14.02.2023135.23 Кб5Вал-шестерня промежуточный_14.cdw
#
14.02.2023147.22 Кб5вал_14.cdw
#
14.02.2023629.82 Кб5записка.pdf
#
14.02.20234.36 Mб5записка1.xmcd
#
14.02.2023113.7 Кб5Колесо_14.cdw
#
14.02.202367.56 Кб5Компоновка_14.cdw
#
14.02.2023240.31 Кб5корпус_14.cdw
#
14.02.2023264.48 Кб5привод_14.cdw