пз_исправлено1

Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

С см [4. 100]

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

14.02.2023

Размер:

497.92 Кб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 32 3 > Следующая >>>

Перв. примен.

Справ. №

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

σFadm1 :=

σFlimb1

= 467

ÌÏà;

для ведомого колеса

σHlimb2 := 18HRC2 + 150 = 960

ÌÏà;

σHadm2 :=

σHlimb2

= 873

ÌÏà;

σFlimb2 := 700

ÌÏà;

σFadm2 :=

σFlimb2

= 467

ÌÏà;

4.3.1. Определяем коэффициент нагрузки (KH,

);

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:

T3 103

V' :=

= 0.64

м/с;

103 Cv

U2_32 ψa

4.3.3 Степень точности по табл. 4.10 [4. 96]:

m := 8;

4.3.1.3 Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:

U2_3 + 1

ψa

= 0.9

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 косозубых передач

	3
αw := (U2_3 + 1)		K		2	T3	103

							= 201.8 мм см [4. 98]
		σHadm2	U2_3			ψa

Принимаем с соответствии с единым рядом глабных параметров стандартное значение: αw. := 200 мм см [4. 51]



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

4.4.2 Действительная скорость по формуле:

V :=

2 αw. π n2

= 0.5

м/с

см [4. 98]

(U2_3 + 1) 60 103

4.4.3 Фактические контактные

напряжения

b2 := 64

мм - ширина колеса

U2_3 + 1

σH :=

σHadm2 = 872.7

270

T3 10

= 877.8

МПа; см [4. 98]

αw. U2_3

На этапе заканчиваются расчеты, связанные с контактной прочностью. Недогруз

Δσ := σHadm2 − σH 100 = −0.6 % в пределах допустимых значений -5% < Δσ < 15%

σHadm2

4.5.1Следующии этап - определение модуля.

4.5.2Окружная сила по формуле

F :=	T3 103 (U2_3 + 1)	= 18791	Н см [1. 99]
F :=	αw. U2_3	= 18791	Н см [1. 99]
t3

Mодуль по формуле (mn):

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

mn :=	3.5 Ft3 KFd KF	= 1.77 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.

4.6.1 Угол подъема линии зуба:

3.5 mn.

180

β' := asin

= 3.9

см [4. 100]

Суммарное число зубьев.

Z' :=

2 αw.

cos

= 319.3

см [4. 100]

mn.

180

примем Z := 319

Окончательный угол подъема линии зуба:

Фактический коэффициент осевого перекрытия.

b2 sin β

εβ :=

180

= 1.3

см [4. 105]

mn. π

Число зубьев шестерни

Z' :=

= 53.2

U2_3 +

примем



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

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

Фактическое передаточнре число

Z2.

= 5.02

а принятое

2_3

= 5

2_3

σF1

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни (

Приведенное число зубьев:

Zv1

= 53.5

cos β

180

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

YF1 := 3.61

Коэффициент наклона зуба:

Yβ1

:= 1 −

= 0.97

140

Тогда:

YF1 Yβ1

σF1

Ft3 KFd KF = 659.3

ÌÏà см [4. 101] а допускаемое

σFadm1 = 467

ÌÏà;

b1. mn.

σF2

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса (

Приведенное число зубьев:

Zv2 :=

Z2.

= 268.5

cos β

180

YF2 := 3.63

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

Коэффициент наклона зуба:

Yβ2 := 1 −

= 0.97

140

Тогда:

YF2 Yβ2

σF2 :=

Ft3 KFd KF = 694.1

ÌÏà а допускаемое

σFadm2 = 467

ÌÏà;

b2 mn.

Условия прочности изгибу колес выполнено.

4.1 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

d1 :=

mn. Z1

= 66

мм;

см [4. 108]

cos β

180

d2 :=

mn.

Z2.

= 334

колеса:

мм;

cos

180

Проверяем условие

+ d

= 200

αw. = 200

мм

Диаметры вершин

колес;

шестерни

da31 := d1

+ 2 mn. (1 + 0.1) = 69.2

см [4. 108]

колеса

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

= 336.3

Диаметры впадин колес;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

df1 := d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1)

= 63.6

шестерни

см [4. 108]

колеса

df2

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 330.7

4.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft3 = 18791

Осевое усилие

Fa3 := Ft3 tan β

= 1489

см [4. 109]

180

tan 20

Радиальное усилие

:= F

180

= 6861

Н см [4. 109]

cos β

180

Нормальное усилие

Fn3 :=

Ft3

= 20060

Н см [4. 109]

cos β

cos 20

180

5. Расчет цепной передачи между валами 3-4.

5.1. Исходные данные: T3 = 3132 Н·м;

T4 = 4082 Н·м; n4 = 19 îá/ìèí; n3 = 26 îá/ìèí; U3_4 = 1.4

ω4 = 1.9 c-1;

Срок службы передачи: S = 7 лет ;

5.1 Выбор цепи Выбираем цепь приводную роликовую однорядную типа ПР по ГОСТ 13568-81.

5.2. Расчет коэффициента эксплуатации Kэ := Kд Ka Kн Kр Kсм Kп см [1. 149]

ãäå

Kд := 1 - коэффициент динамической нагрузки (значение при спокойной нагрузке) Ka := 1 - коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния a = (30-50)t Kн := 1 - положение передачи горизонтальное

Kр := 1.15 - при переодическом регулировании натяжении передачи Kсм := 1.25 - при переодическом смазывании передачи

Kп := 1 - при работе в одну смену

Следовательно Kэ := Kд Ka Kн Kр Kсм Kп = 1.44

5.3 Числа зубьев звездочек

ведущей

z1 := 31 − 2 U3_4 = 28.2 см [1. 149] примем z1 := 28

ведомой

z2 := z1 U3_4 = 39.2 примем z2 := 39



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

5.4 Øàã öåïè t

padm := 25

МПа-допускаемое давление в шарнирах

m := 3

число рядов цепи

103 Kэ

t := 2.8

= 39.4

мм

см [1. 149]

z1 padm m

значение

t := 25.4

мм см [4. 147]

Принимаем ближайшее большее

5.5 Параметры выбранной цепи

Q := 113

кН - разрушающая нагрузка

q := 5

кг/м - масса одного метра цепи

Aоп :=

524

ìì2- площадь опорной поверхности шарнира

мм - диаметр ролика

dр1 := 15.88

5.6.Проверяем цепь по 2 показателям:

1)по частоте вращения для t = 25.4 мм

nadm := 800

îá/ìèí

n3 = 26.1

nadm

- условие выполняется

2) по давлению в шарнирах

kz := 1 + 0.01

(z1 − 17)

= 1.1

для двухрядных и более цепей

padm_таб := 36

ÌÏà - ïî òàá 7.18 [4]

padm := padm_таб kz m 0.85 = 101.9

Расчетное значение давления в шарнирах (p)

v :=

z1 t n3

= 0.3

м/с - окружная скорость см [1. 149]

60 103

P4 103

= 25762

Н - окружная сила: см [1. 153]

p :=

Ft4 Kэ

= 70.7

ÌÏà

см [1. 153]

Aоп

Условие p<padm выполняется

5.5 Межосевое расстояние

a := 0.25 t

zΣ +

(Lt −

0.5 zΣ)

− 8

см [1. 149] ãäå

Lt − 0.5

zΣ := z1 + z2 = 67

- суммарное число зубьев

z2 − z1

= 1.8

2 π

a := 40 t = 1016

:= a

= 40

:= 2 at

+ 0.56 zΣ +

= 118

- число звеньев см [1. 153]

:= 132

Округляем

до четного чила

тогда

a := 0.25 t

zΣ +

(Lt −

0.5 zΣ)

− 8

= 1250

ìì

Lt − 0.5

5.6. Конструктивные размеры звездочек

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

= 227

мм -делительный диаметр ведущей звездочки см [1. 153]

sin π

= 316

мм -делительный диаметр ведущей звездочки

sin π

Геометрическая характеристика зацепления

= 1.6

dр1

Коэффициент высоты зуба;

:= tan π −1

= 8.88

k2 := tan π −1 = 12.39

Диаметр наружной окружности ведущей звездочки

:= t

0.7

+ k

−

0.31

= 238.3

ìì см [1. 154]

Диаметр наружной окружности ведомой звездочки

:= t

0.7

+ k

−

0.31

= 327.5

ìì

Радиус впадин

r := 0.5

(dр1 − 0.05 t) = 7.3

ìì

Диаметр окружности впадин ведущей звездочки

Di1

:= d1 − (dр1 + 0.175

d1)

= 208.3

ìì

см [1. 154]

Диаметр окружности впадин âåäомой

звездочки

Di2 := d2 − (dр1 + 0.175

d2)

= 296.7

ìì

Радиус закругления зуба

r3 := 1.7 dр1 = 27

мм

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений

h3 := 0.8 dр1 = 12.7

мм

5.8. Силы действующие на цепь

Ft4 = 25762

Н - окружная сила

:= q 9.81

F = 4.7

Н - центробежная сила

:= 6

- коэффициент учитывающий расположение цепи

:= 9.81 k q a 10−3

F = 368

Н- сила от провисания цепи см [1. 154]

Расчетная нагрузка на вал

Fв := Ft4 + 2 Ff Fв = 26498 Н 5.9. Коэффициент запаса прочности

s :=	Q 103	s = 4.3	см [1. 154]
	Kд Ft4 + Fv + Ff

нормативный коэффициент запаса прочности sadm òàáë 7.19[1]

sadm := 7

Условие sadm < s выполняется

Лист

Изм. Лист № докум.

Подпись Дата

	6 Конструирование колес, валов и выбор подшипников
	6.1 Вал 1 - ведущий вал цилиндрической зубчатой передачи
	конструкция шестерни - неразборный выполнен ввиде вал-шестерня
.	Диаметðû:
. примен	Диаметðû:			τadm := 20 ÌÏà - для быстроходного вала
	Выходного конца			τadm := 20 ÌÏà - для быстроходного вала
		3	T1 103
Перв	dв1	:=	0.2 τadm	= 31 см [1. 161]Примем dв1 := 25 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ
	dв1	:=
	6639-69)
	6639-69)
	примем dв2 := 30 мм (с учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)
	примем dв4 := 35 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
	примем dв5 := dв2 = 30 ìì
Справ. №
	6.2 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.
	1 ступени

Подпись и дата

дубл.
Инв. №

Взам. инв. №

Подпись и дата	Диаметðû:			τadm := 21 ÌÏà - быстроходного
	Выходного конца			τadm := 21 ÌÏà - быстроходного
подл.	вала
подл.
Инв. №							Лист

	Изм.	Лист	№ докум.		Подпись	Дата
	Изм.	Лист	№ докум.		Подпись	Дата

	d	3	T2 103	= 54 Примем d				:= 30 мм (с учетом стандарта диаметров внутренней обоймы
	d	:=		= 54 Примем d		в6		:= 30 мм (с учетом стандарта диаметров внутренней обоймы
	в6		0.2 τadm			в6
.			0.2 τadm
.примен	подшипников ГОСТ 8338-75)
	примем dв7 := 42 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
	dв8	:= 54 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
Перв	dв8
Перв	dв9	:= dв8 = 54		ìì
	dв9	:= dв8 = 54		ìì
	dв10 := dв6 = 30 ìì
	6.3 Ваë 3 - ведомый âàë 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
Справ. №
Подпись и дата
	Диаметðû:			τadm := 24 ÌÏà - тихоходного вала
дубл.	Выходного конца			τadm := 24 ÌÏà - тихоходного вала
дубл.		3	3
№		3

		:=	T3 10	= 87	Примем dв15 := 50 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
Инв.	dв15	:=	T3 10	= 87
Инв.			0.2 τadm
инв. №	примем dв14 := 55 мм (с учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)
инв. №	примем dв13 := 62 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
Взам.	dв12 := 70 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
Взам.	dв11 := dв14 = 55 ìì
	dв11 := dв14 = 55 ìì
дата	6.3 Вал 4 - вал цепной передачи передачи и барабана (ступень 3)
дата	Конструкция колеса - выполнен отдельно от ведомой звездочки ступени 3
и	Диаметðû:
Подпись	Диаметðû:			τadm := 25 ÌÏà - тихоходного вала
	Выходного конца			τadm := 25 ÌÏà - тихоходного вала
	d	3	T4 103		Примем d				:= 60 ìì
	d	:=		= 93	Примем d		в16		:= 60 ìì
подл.	в16		0.2 τadm				в16
			0.2 τadm
									Лист
Инв. №									Лист
Инв. №	Изм. Лист		№ докум.		Подпись Дата
	Изм. Лист		№ докум.		Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

6.4 Выбор подшипников под вал 1 Примем радиальный роликовый подшипник 42306 ГОСТ 8338-75

посадочный диаметр внутренней обоймы dв2 = 30 мм посадочный диаметр наружней обоймы dв2Н := 72 ìì ширина 19 мм


статическая грузоподъемность	С01 := 20		êÍ
				кÍ
динамическая грузоподъемность		С1 := 36.9

6.5 Выбор подшипников под вал 2 Примем радиальный шариковый подшипник 306 ГОСТ 8338-75

посадочный диаметр внутренней обоймы dв6 = 30 мм посадочный диаметр наружней обоймы dв6Н := 72 ìì ширина 19 мм


статическая грузоподъемность	С02 := 14		êÍ
				кÍ
динамическая грузоподъемность		С2 := 28

6.6 Выбор подшипников под вал 3 Примем радиальный шариковый подшипник 412 ГОСТ 8338-75

посадочный диаметр внутренней обоймы dв14 = 55 мм посадочный диаметр наружней обоймы dв6Н := 170 ìì ширина 32 мм


статическая грузоподъемность	С03 := 74			êÍ
			кÍ
динамическая грузоподъемность		С3 := 115	кÍ

6.7 Выбор подшипников под вал 4 Примем радиальный шариковый подшипник 211 ГОСТ 8338-75

посадочный диаметр внутренней обоймы dв16 = 60 мм посадочный диаметр наружней обоймы dв16Н := 100 ìì ширина 34 мм


статическая грузоподъемность	С04 := 25			êÍ
			кÍ
динамическая грузоподъемность		С4 := 43	кÍ

7 Основные размеры элементов корпуса редуктора. Толщина стенки основания и крышки редуктора:

L := da212 + da222 + da312 + da322 = 330.5 ìì

:= 3

= 6.9

ìì

мм примем

ос

:= 8

ос

бкр := бос = 8

ìì

Диаметр фундаментальных болтов:

:= 2 3

= 13.8

ìì

примем

ф.

:= 18

Диаметр болтов: у

подшипников

dпод := 0.7 dф. = 12.6 ìì

примем dпод := 14 ìì

соединяющих основание с крышкой dосн := dпод = 14 ìì



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

Толщина нижнего фланца крышки b1.. := 1.5 бос = 12 мм

Толщина рёбер крышки

m1 := 0.8 бос = 6.4 мм примем m1 := 10 мм

δфл := dпод = 14 мм - толщина фланца по разъему

bфл := 1.5 dпод = 21 мм - ширины фланца без стяжных болтов δф := 1.5 dф = 20.7 мм толщина лапы фундаментального болта примем δф := 20 мм

a := 170 мм - наибольший радиус колеса

Ha := 1.06 a = 180 мм высота центров цилиндрических редукторов примем Ha := 210 мм

rmin := 0.25 бос = 2 мм - радиус сопряжения элементов корпуса 1min := 0.5 бос = 4 мм - зазор между торцами зубчатых колес

2min := 0.8 бос = 6.4 мм - зазор между торцом колеса и внутренними деталями

3min := 1.25 бос = 10 мм - зазор междувершиной большего колеса и стенкой корпуса

7 Подбор и проверка шпонок.

7.1 Выбор шпонок.

	в
	t2
h
	t1							r
					lр			r
					lр
					l
	d
	рис. 7 Шпоночное соединение
Таблица 7.1
Вал	Место установки	d	dср	b	h	t1	t2	L	lр
1	Под муфту (хвостовик)	25	25	8	7	4	3.3	32	24
2	Под зубчатое колесо.	42	42	12	8	5	3,3	40	28
3	Под зубчатое колесо.	62	62	18	11	7	4,4	56	38
4	Под муфту (хвостовик)	50	50	14	9	5.5	3.8	70	56

Лист

Изм. Лист № докум.

Подпись Дата

<<< < Предыдущая 12 / 32 3 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке филатова

#
14.02.2023126.55 Кб4кр_кор2.cdw
#
14.02.202388.4 Кб4крышка.cdw
#
14.02.2023208.9 Кб4Лист_________4.cdw
#
14.02.2023285.98 Кб4Лист__________4.cdw
#
14.02.2023494.98 Кб4пз_.pdf
#
14.02.2023497.92 Кб4пз_исправлено1.pdf
#
14.02.2023241.96 Кб4привод.cdw
#
14.02.2023194.03 Кб4СБ1.cdw
#
14.02.2023324.72 Кб4СБ2.cdw
#
14.02.2023217.72 Кб4СБ3.cdw
#
14.02.2023355.31 Кб4Снимок.PNG