0459 / сдача / пз

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:

698.06 Кб

Скачать

☆

1 / 41 2 3 4 > Следующая >>>

Перв. примен.

Справ. №

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

Содержание

1.ВВЕДЕНИЕ………………………………………………………………………………………………………………….5

2.Кинематический и силовой расчет привода……………………………….6

2.1Исходные данные……………………………………………………………………………………………6

2.2Определение мощности передаваемых валами привода…………….7

2.3Выбор электродвигателя………………………………………………………………………7

2.4Разбивка передаточного числа привода………………………………………...7

2.5Расчёт угловых скоростей валов привода……………………………………8

2.6Расчёт вращающих моментов валов привода……………………………..8

2.7Вывод……………………………………………………………………………………………………………………9

3.Расчет цилиндрической зубчатой передачи………………………………..10

3.1Исходные данные……………………………………………………………………………………….....10

3.2Выбор материала передачи……………………………………………………………………..11

3.2Геометрический расчет передачи……………………………………………………..14

3.3Расчет усилий на валы…………………………………………………………………………….15

4.Расчет цилиндрической зубчатой передачи………………………………..15

4.1Исходные данные……………………………………………………………………………………….....15

4.2Выбор материала передачи…………………………………………………………………..16

4.2Геометрический расчет передачи……………………………………………………..19

4.3Расчет усилий на валы…………………………………………………………………………….20

5.Расчет клиноременной передачи……………………………………………………………..20

5.1Исходные данные………………………………………………………………………………………….....20

5.2Выбор сечения ремня……………………………………………………………………………………20

5.2Параметры выбранноого ремня……………………………………………………………..21

5.3Расчет усилий на валы……………………………………………………………………………….21

5.2Геометрический расчет передачи………………………………………………………..22

6.Предварительный расчет валов и выбор подшипников……………..23

7.Основные размеры элементов корпуса……………………………………………...25

8.Расчет шпоночного соединений ……………………………………………………………..26 8.1 Исходные данные………………………………………………………………………………………………26 8.2 Проверка на напряжение снятия …………………………………………………………...27

9.Расчет вала 1 и проверка подшипника на долг-сть. …………………..28

9.1Исходные данные………………………………………………………………………………………………..28

9.2Расчет долговечности………………………………………………………………………………...32

10.Тепловой расчет редуктора и выбор смазки…………………………………32

11.Сборка и регулировка редуктора…………………………………………………………32

12.Выбор муфт………………………………………………………………………………………………………33

13.Список литературы………………………………………………………………………………………34



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

1.ВВЕДЕНИЕ

В основу методики работы над проектом в четырех стадиях проектирования (техническом задании, эскизном, техническом проектах и рабочей документации) положено его деление на ряд последовательно решаемых задач. Это систематизирует работу над проектом; создается необходимая ритмичность его выполнения, которая обеспечивает своевременность как сдачи отдельных задач, так и защиты проекта.

Проектирование это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование это дальнейшая детальная разработка всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Проект это документация, получаемая в результате проектирования и конструирования.

Правила проектирования и оформления конструкторской документации стандартизированы. ГОСТ 2.103-68 устанавливает стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание, техническое предложение (при курсовом проектировании не разрабатывается), эскизный проект, технический проект, рабочая документация.

Техническое задание на проект содержит общие сведения о назначении и разработке создаваемой конструкции, предъявляемые к ней эксплутационные требования, режим работы, ее основные характеристики (геометрические, силовые, кинематические и др.).

Эскизный проект (ГОСТ 2.119-73) разрабатывается обычно в нескольких (или одном) вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом, в результате которого отбирается вариант для последующей разработки.

Технический проект (ГОСТ 2.120-73) охватывает подробную конструктивную разработку всех элементов оптимального эскизного варианта с внесением необходимых поправок и изменений, рекомендованных при утверждении эскизного проекта.

Рабочая документация заключительная стадия Работая над проектом, следует провести краткое описание работы привода, то есть

произвести кинематические расчеты, определить силы, действующие на звенья узла, произвести расчеты конструкции на прочность, выбрать соответствующие материалы, указать преимущества и недостатки, а также особенности конструкции и расчета. Работу проводить, используя действующие стандарты, нормали и справочную литературу.

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

								2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
	2.1. Исходные данные
	2.1.1. Окружное усилие на звездочке: T4 := 300 Нм;
.	2.1.2. Число оборотов:						n4 := 50 об/мин;
.примен	2.1.2. Число оборотов:						n4 := 50 об/мин;
	2.1.3. Срок службы:					ts := 25000 часов;
	2.1.6. На рис.1 приведена кинематическая схема привода в соответствии с заданием
Перв
Перв
Справ. №
и дата					Рис.1 Кинематическая схема привода
и дата	2.2. Определение мощностей, передаваемых валами.
Подпись	2.2. Определение мощностей, передаваемых валами.
	2.2.1 Определение мощности, передаваемым валом 4 ( P4)
			π n4					c-1
		ω4 :=	π n4			= 5.2		c-1
дубл.				30
						−3
		P4 := T4 ω4 10						= 1.57 êÂò;	[1, 7]
. №		P4 := T4 ω4 10						= 1.57 êÂò;	[1, 7]
. №	2.2.2.1. Значения				η i для каждой передачи принимаем по рекомендациям см.				[1, 6]
Инв	2.2.2.1. Значения				η i для каждой передачи принимаем по рекомендациям см.				[1, 6]
Инв	à)	η3 := 0.95		- клиноременной передачи;
	à)	η3 := 0.95		- клиноременной передачи;
№	б)	η2 := 0.97		- цилиндрической косозубой передачи в закрытом корпусе между валами 3-2;
инв.	б)	η2 := 0.97
инв.	в) η1 := 0.97			- цилиндрической косозубой передачи в закрытом корпусемежду валами 2-1;
Взам.	г)	ηпод := 0.99			- одной пары подшипников.
Взам.	д)	ηмуф := 0.98			- муфты.
	д)	ηмуф := 0.98			- муфты.
и дата	2.2.2.2 Общий КПД привода:
и дата	η := η1 η3 η2 ηпод3 ηмуф = 0.85								[1, 5]
Подпись	тогда:
Подпись	Âàë 4: P4 = 1.57 êÂò;
подл.									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

Âàë 3:		P3 :=			P4		= 1.67		êÂò;	[1, 5]
Âàë 3:		P3 :=		ηпод ηмуф η2			= 1.67		êÂò;	[1, 5]

Вал 2:	P2 :=				P3	= 1.8		êÂò;
Вал 2:	P2 :=		η1 ηпод2			= 1.8		êÂò;
			η1 ηпод2
Âàë 1:		P1 :=	P2		= 1.8	êÂò;
Âàë 1:		P1 :=	η3		= 1.8	êÂò;

2.3. Выбор электродвигателя 2.3.1. Выбор электродвигателя ведем из условия:

Pдв.ном ≥ Pдв.тр

ãäå

Pдв.тр - требуемая мощность электродвигателя

Pдв.ном - мощность двигателя, указанная в каталоге на двигатели

Pдв.тр := P1 = 1.8 êÂò

2.3.2. Характеристика принятого двигателя.

По таблице 24.9 [1, 417] по требуемой мощности выбираем трехфазный асинхронный электродвигатель АИР90L4 единой серии АИР с короткозамкнутым ротором, с мощностью Pэдв := 2.2 êÂò, dэл := 28 мм,

Kп_н := 2.2 синхронной частотой вращения nсин := 1500 об/мин и скольжением s := 5 %, закрытый,

обдуваемый.

2.3.2.1. Скорость вала двигателя

n := n

− n

= 1425

îá/ìèí;

[1, 8]

100

син

2.4. Разбивка передаточного числа привода .

2.4.1. Требуемое число оборотов вала 4 (n4).

n4 = 50

îá/ìèí;

2.4.1. Требуемое передаточное число привода .

Uобщ

= 28.5

[1, 8]

2.4.2. Передаточное

число привода представим в виде

Uобщ = U1_2 U2_3 U3_4

см. [1, 8]

ãäå

U1_2 := 5

- передаточное число зубчатой передачи по ГОСТ 2185-66;

[3, 36]

U2_3 := 3.55 - передаточное число зубчатой передачи; U3_4 := 1.6 - передаточное число клиноременной передачи;

Uобщ_р := U1_2 U2_3 U3_4 = 28.4

Отклонение составит

U :=	Uобщ − Uобщ_р	100	= 0.4	% находится в пределах допустимых значений (-4%<		<4%)
	Uобщ − Uобщ_р				U

	Uобщ_р

2.5. Расчет частот вращений валов 2.5.1. Используем зависимость

ni = ni/U i-1_i

[1, 5]

Âàë 1:

= 1425

îá/ìèí;

Âàë 2:

= 891

îá/ìèí;

U3_4

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи между валами 1-2.

3.1. Исходные данные: T1 = 12 Н·м;

T2 = 19 Н·м;

n1 = 1425 îá/ìèí; n2 = 891 îá/ìèí;

U1_2 = 5

ω2 = 93.3 c-1;

Срок службы передачи: ts = 25000 часов ;

Коэффициенты а1 := 0.2, а2 := 0.3 в1 := 0.5, в2 := 0.3 tn := 0.003 График нагрузки рис 2.

Рис 2. График нагрузки.

3.1.1.Время работы передачи: ts = 25000 часов;

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

:= Kп_н T3 = 197 Н·м;

:= ts tn = 75

часов;

:= T3 = 89

Н·м;

t2 :=

(ts − t1) а1 = 4985

часов;

M3 := в1 T3 = 45 Н·м;

t3 := (ts − t1) а2 = 7478 часов;

:= в2 T3 = 27

Н·м;

t4 := ts − t1 − t2 − t3 = 12463

часов;

тогда:

M2 3

KHE :=

= 0.7

[1, 15]

Лист

Изм. Лист № докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

3.1.3 Наработка (N):

C := 1 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за один его оборот;

тогда:

N := ts 60

C = 4.3 × 108

циклов

[3, 15]

U1_2

NHG := 100 106

циклов - базовое число циклов напряжений; рис. 4.6

[4. 82]

3.1.4. Коэффициент долговечности

KHd := KHE

= 1.06

NHG

3.1.5. 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

= 1.64

[1. 33]

NFG

3.2. Выбор материалов 3.2.1. 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 := 300

3.2.1. Примем для колеса сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость HB2 := 270

3.2.1.4. Механические характеристики стали 45 для шестерни


	σв1 := 780	МПапредел прочности

	σT1 := 440	МПапредел текучести
для колеса

	σв2 := 690	ÌÏà
	σT2 := 340	ÌÏà

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

для ведущего колеса

ÌÏà;

σHlimb1 := 2HB1 + 70 = 670

табл. 3.2 [1. 34]

SH := 1.1

см. [1.

33];

σHadm1 :=

σHlimb1

= 609

ÌÏà;

[1. 292]

σFlimb1 := 700

ÌÏà;

SF := 1.5

см [1. 44];

σFadm1 :=

σFlimb1

= 467

ÌÏà;

для ведомого колеса

σHlimb2 := 2HB1 + 70 = 670

ÌÏà;

σHadm2 :=

σHlimb2

= 609

ÌÏà;

Лист

Изм. Лист № докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

σFlimb2 := 700 ÌÏà;

σFadm2 := σFlimb2 = 467 ÌÏà;

3.3.1. Определяем коэффициент нагрузки (KH, KF);

3.3.2 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	3	103
V' :=	1						= 2.14 м/с;

	103 Cv		U1_22			ψa

3.3.3 Степень точности по табл. 4.10 [4. 96]: m := 9;

3.3.1.3 Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:

				U1_2	+ 1
	b	=	ψa	U1_2	+ 1	= 0.9
	d1	=	ψa	2		= 0.9
	d1			2

3.3.4 Коэффициенты нагрузки на контактную выносливость.
	По таб. 4.7 (1. 93] определяем коэффициент концентрации						KHβ0 := 1.17
x :=			0.75	таб. 4.1 [4. 77].

KHβ := KHβ0 (1 − x) + x = 1.042

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 = 1.3

3.3.5 Коэффициенты нагрузки на изгибную выносливость

3.3.5.1 По таб. 4.8 [4. 94] определяем коэффициент концентрации: KFβ0 := 1.15

x := 0.5 таб. 4.1 [4. 77].

KFβ := KFβ0 (1 − x) + x = 1.075

3.3.6Определяем коэффициент распределения нагрузки: KFα := 1 [4. 92]

3.3.7По таб. 4.12 [4, 97] определяем коэффициент динамичности KFv := 1.04 тогда: KF := KFα KFβ KFv = 1.12

3.4.1Предварительное межосебое расстояние по формуле: K := 270 - для косозубых передач

	3
αw := (U1_2 + 1)		K	2	T3 103	= 78.4 мм см [4. 98]

		σHadm2 U1_2		ψa

Принимаем с соответствии с единым рядом глабных параметров [4,51] стандартное значение:
ГОСТ 2185-66 αw. := 100 мм
3.4.2 Действительная скорость по формуле:
V :=	2 αw. π n1	= 2.5 м/с см [4. 98]
	(U1_2 + 1) 60 103

3.4.3 Фактические контактные напряжения b2 := 25 мм - ширина колеса



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

U1_2 + 1

U1_2

+ 1

σH :=

σHadm2 = 609.1

270

= 474.8

МПа

[4. 98]

αw. U1_2

Недогруз (перегруз)

Δσ := σHadm2 − σH 100 = 22 % не находится в пределах допустимых значений -5% < Δσ < 15%

σHadm2

но изменить межосевое неможем так как его значение минимально допустимое во второй передачи На этом заканчиваются расчеты, связанные с контактной прочностью.

3.5.1Следующии этап - определение модуля.

3.5.2Окружная сила по формуле

F :=	T3 103 (U1_2 + 1)	= 1074	Н см [1. 99]

t3	αw. U1_2

Mодуль по формуле (mn):

ширина шестерни по формуле: b1 := 1.12 b2 = 28 примем b1. := 30 мм; для косозубых передач

mn := 3.5 Ft3σKFd KF = 0.49 мм; см [1. 104]

b1. Fadm1

Полученное значение модуля округляем до ближайшего в соответствии с единым рядом главных параметров [4, 53]; mn. := 2 мм.

3.6 Определение чисел зубьев. 3.6.1 Угол подъема линии зуба:

β' :=

3.5 mn.

180

asin

16.3

см [4. 100]

Суммарное число зубьев.

Z' :=

2 αw.

cos

β'

= 96

см [4. 100]

mn.

180

примем Z := 96

Окончательный угол подъема линии зуба:

Фактический коэффициент осевого перекрытия.
		b2	sin	β	π
		b2	sin	β
εβ :=				180		= 1.1	см [4. 105]
εβ :=			mn. π			= 1.1	см [4. 105]
			mn. π
Число зубьев шестерни
Z' :=			Z	= 16
Z' :=				= 16
1	U1_2 + 1
	U1_2 + 1

примем Z1 := 16

Число зубьев колеса Z2 := Z − Z1 = 80

Фактическое передаточнре число

Лист

Изм. Лист № докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

= 5

а принятое

1_2

= 5

1_2

σF1

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни (

Приведенное число зубьев:

Zv1 :=

= 18.1

cos

180

YF1 := 3.8

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

Коэффициент наклона зуба:

Yβ1 := 1 −

= 0.88

140

Тогда:

YF1 Yβ1

σF1

Ft3 KFd KF = 110

ÌÏà а допускаемое

σFadm1 = 467

ÌÏà;

b1.

mn.

изгиба зубьев колеса (

σF2

Проверяем фактическое напряжение

Приведенное число зубьев:

Zv2 :=

= 90.4

cos

180

YF2 := 3.6

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

Коэффициент наклона зуба:

Yβ2 := 1 −

= 0.88

140

Тогда:

YF2 Yβ2

σF2

Ft3 KFd

KF = 125.2

ÌÏà а допускаемое

σFadm2 = 467

ÌÏà;

b2 mn.

Условия прочности изгибу колес выполнено.

4.1 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

d1 :=

mn. Z1

= 33

мм; см

[4. 108]

cos β

180

d2 :=

mn. Z2

= 167

колеса:

мм;

cos

180

d1 + d2

= 100

Проверяем условие

αw. = 100

мм

Диаметры вершин

колес;

da21 := d1 + 2 mn. (1 + 0.1)

= 37.7

шестерни

см [4. 108]

колеса

da22 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1) = 171.1

Диаметры впадин колес;

шестерни

df1 := d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 28.7

см [4. 108]



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

1 / 41 2 3 4 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке сдача

#
14.02.20233.79 Mб41.xps
#
14.02.20233.69 Mб422.xps
#
14.02.2023123.77 Кб4вал-промежуточный.cdw
#
14.02.2023128.99 Кб4вал_тихоходный.cdw
#
14.02.2023106.67 Кб4колесо.cdw
#
14.02.2023698.06 Кб4пз.pdf
#
14.02.2023363.33 Кб4привод.cdw
#
14.02.2023442.57 Кб4привод1.cdw
#
14.02.2023361.32 Кб4СБ.cdw
#
14.02.2023366.56 Кб4СБ1.cdw
#
14.02.2023129.07 Кб4спец_1_сб.cdw