Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0506 / пз

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

14.02.2023

Размер:

259.03 Кб

Скачать

☆

1 / 21 2 > Следующая >>>

Перв. примен.

Справ. №

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

2.КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1.Исходные данные

2.1.1.Мощность, передаваемая валом 3: P3 := 3 êÂò

2.1.2.Угловая скорость вала 3: n3 := 60 îá/ìèí

2.1.3.На рис.1 приведена кинематическая схема привода в соответствии с заданием

2.2. Определение мощностей, передаваемых валами

2.2.1.P3 = 3 кВт по заданию

2.2.2.На остальных валах мощность можно определить:

Pi-1 = Pi/η i-(i-1)

ãäå Pi - мощность, передаваемая валом i Pi-1-мощность, передаваемая валом i-1 ( 3; 2; 1 );

ηi-(i-1) - к.п.д. передач между i и i-1 валами

2.2.2.1.Значения η i-(i-1) для каждой передачи принимаем по рекомендациям см.[1] стр 5 а) η1 := 0.96 -для клино-ременной передачи.

б) η2 := 0.97 -для цилиндрической шевронной передачи в закрытом корпусе. в) ηпод := 0.99 -для одной пары подшипников.

2.2.2.2Общий КПД привода:

η := η1 η2 ηпод2 = 0.91 тогда:

Âàë 3: P3 = 3 êÂò;

Âàë 2: P2 := η1 P3ηпод = 3.2 êÂò;

Âàë 1: P1 := Pη3 = 3.3 êÂò;



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

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 = 3.3 êÂò

2.3.2. Характеристика принятого двигателя.

По таблице 17.7 [2] стр 296 по требуемой мощности выбираем трехфазный асинхронный электродвигатель 4A112МB6УЗ единой серии 4А с короткозамкнутым ротором, с мощностью Pэдв := 4 êÂò,

синхронной частотой вращения nсин := 1000 об/мин и скольжением s := 5 %, закрытый, обдуваемый. 2.3.2.1. Скорость вала двигателя

n1 := nсин − nсин 100s = 950 îá/ìèí;

2.4. Разбивка передаточного числа привода . 2.4.1. Требуемое передаточное число привода .

U0 :=	n1	= 15.8
	n3

2.4.2. Передаточное			число привода представим в виде
U0 = U1_2 U2_3
ãäå	U1_2 := 3.2 - передаточное число клино-ременной передачи;

U2_3 := 5 - передаточное число зубчатой передачи;

2.5. Расчет частот вращений валов 2.5.1. Используем зависимость

ni+1 = ni/U i-(i+1)

Âàë 1: n1 = 950 îá/ìèí;

Âàë 2: n2 := n1 = 297 îá/ìèí;

U1_2

Âàë 3: n3. := n2 = 59.4 îá/ìèí;

U2_3

2.5.2Расчет угловых скоростей валов ωi = π·ni/30

Âàë 1: ω1 := π30n1 = 99 ñ-1;

Âàë 2: ω2 := π30n2 = 31.1 ñ-1;

Âàë 3: ω3 := π30n3 = 6.3 ñ-1; 2.6. Расчет крутящих моментов

Ti = Pi/ωi

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

4.РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА.

4.1.Исходные данные:

Тип передачи - зубчатая с цилиндрическими косыми зубьями эвольвентного профиля

T2 = 102

T3 = 477

n3 = 60	îá/ìèí

Lз := 5000		часов	-ресурс работы


n2 = 297

U2_3 = 5

ω3 = 6.3

4.1.1. Расчетная схема приведена на рис.4.1

Рис.4.1 Схема зубчатой передачи 1-шестерня передачи; 2-зубчатое колесо

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]) HB 230

4.2.1. Примем для колеса сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость HB 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
	σT2 :=	340

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

4.2.2. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного

выкрашивания

σHadm :=

σHlimb

KHL

ãäå:

SHadm

для шестерни

σHlimb1 := 2HB1 + 70

σHlimb1

= 530

МПа -длительный предел выносливости при базовом числе

циклов

NHO

для колеса

σHlimb2 := 2HB2 + 70

σHlimb2

= 470

ÌÏà

SHadm := 1

-коэффициент безопасности

NHO

KHL :=

-коэффициент долговечности при длительной работе

NHE

NHO := 107

циклов - базовое число циклов нагружения

= 8.9 × 107

HE1

:= 60 n

HE1

циклов при непрерывной работе для шестерни

= 1.8 × 107

HE2

:= 60 n

HE2

циклов для колес

107

ò.ê.

NHE1

NHE2

больше

то

KHL := 1

для обоих колес

4.2.3. Для косозубых передач допускаемое значение контактного напрежения

расчитывается по формуле

σHlimb1

σHlimb2

KHL +

σHadm = 450

ÌÏà

σHadm := 0.45 SHadm

SHadm

KHL

4.3. Проектный расчет зубчатой передачи 4.3.1. Для редукторов(закрытых зубчатых передач)основным критерием расчета является

предотвращение усталостного поверхностного выкрашивания. Из этого условия рассчитывают межосевое расстояние

αw := Ka (U2_3 + 1)

T4 KHβ

u2_32 ψba σHadm22

ãäå:

Ka := 43

для шевронных колес

-коэффициент ширины зубчатого венца (при симметричном

ψba := αw

ψba :=

0.25

расположении колес относительно опор)

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

KHβ := f(ψbd)

-коэффициент учитывающий неравномерное распределение нагрузки

по ширине венца

KHβ := 1

ψbd := 0.5 ψba (U2_3 + 1)

ψbd = 0.8

тогда:

103 KHβ

αw := Ka (U2_3 +

αw =

186

ìì

U2_3

ψba σHadm

Примем по стандарту ГОСТ 2185-66

αw := 200

ìì

4.4. Расчет основных размеров передачи

4.4.1. Примем модуль в пределах

mmin := 0.01 αw

mmin = 2

ìì

mmax := 0.02 α

mmax = 4

ìì

m := 4 ìì

4.4.2.Предварительно примем

4.4.3.Число зубьев колес

	zΣ := z1			+ z2
z	Σ	:=	2	αw	cos(β)	z	Σ
				m

						z1 :=
4.4.3.1. Для шестерни

примем				z1 := 17


β	:= 10	π	-угол наклона зуба
	:= 10	180	-угол наклона зуба
		180

= 98.5
zΣ
zΣ		z1 = 16.4
U2_3 +	1	z1 = 16.4
U2_3 +	1

4.4.3.2. Для колеса

z2 := zΣ − z1

z2 = 81.5

примем

z2 := 82

4.4.3.3. Уточним

= 4.82

U2_3 = 5

(z2 + z1)

180

4.4.3.4. Уточним

:= acos m

= 8.1

2 αw

4.4.4. Окончательно примем

β =

8.1

4.4.5. Размеры шестерни

m z1

4.4.5.1. Диаметр делительной окружности

= 68.7

ìì

cos β

180



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

4.4.5.2. Диаметр окружности впадин

d1f := d1

− 2.5 m

d1f

= 58.7

ìì

4.4.5.3. Диаметр окружности выступов

d1a

:= d1 + 2 m

d1a = 76.7

ìì

4.4.5.4. Ширина венца шестерни

b1 := ψba αw + 5

b1 = 55

ìì

Примем в дальнейшем расчете

:= 55

ìì

4.4.5.5. Уточненное значение

ψbd := d1

ψbd

= 0.8

4.4.6. Размеры колеса

m z2

4.4.6.1. Диаметр делительной окружности

d2 :=

d2 = 331.3

ìì

cos β

180

4.4.6.2. Диаметр окружности впадин

d2f := d2 − 2.5 m

d2f

= 321.3

ìì

4.4.6.3. Диаметр окружности выступов

d2a := d2 + 2 m

d2a

= 339.3

4.4.6.4. Ширина венца шестерни

b2 := b1 − 4 = 51

ìì

Примем в дальнейшем расчете

b2 := 45

ìì

4.4.7. Назначим 8 степень точности колес, при скорости

V := ω3

d2 10−3

V = 1.04

ì/c

4.5. Проверочные расчеты передачи

4.5.1. Проверка по σΗ

αt

:= 20

-угол зацепления

180

2 cos

180

ZH :=

ZH = 2.5

cos(αt)

tan(αt)

εα

1.88

− 3.2

cos

180

εα =

1.64

-коэффициент торцевого перекрытия

Zε :=

ε1α

Zε = 0.78

ZM := 275 103

-численное значение для стальных колес

ì/c

KHα := 1

-при 8 степени точности и

V = 1.04

ì/c

KHv := 1

-при 8 степени точности, HB<350 и

V = 1.04



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

ψba :=

ba := 0.387

αw

тогда

U2_3 + 1

T3 KHv KH

(U2_3

+ 1)

σH := ZH Zε ZM

σH = 436

ÌÏà

U2_3

2 αw

ψba 10

σH

% и находится в допустимых пределах -5%< <5%

Перегруз

:= 100

1 −

= 3.2

σHadm

4.6.1 Расчет усилий в зацеплении

T2 103

Ft := 2

= 2956

- окружня сила колеса

Fr := Ft tan(αt)

= 1076

H - радиальное усилие

4.5.1. Проверка по напряжениям изгиба

σF

σF := YF Yz Yβ KFα KFβ KFv

2 T2 10

≤ σF.adm

z1 ψbd

ãäå

KFβ := 1.12

ïðè

ψbd

= 0.8

HB < 350

KFv := 1.06

при степени точности

n := 8

V = 1

ì/c

YF := f(zv)

-коэффициент учитывающий форму зуба

zv1 :=

cos β

zv1 = 17.5

180

zv2 :=

cos β

zv2

= 84.5

180

тогда

YF1 := 4.09

YF2 := 3.61

Yz := 1

- для косозубых передач

Yβ :=

1 −

Yβ = 0.9

140

ψbd :=

ψbd

= 0.8

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

4 + (εα − 1) (n − 5)

при степени точности

Fα

= 0.9

n := 8

4 εα

2 T2 10

σF1 :=

YF1 Yz Yβ KFα KFβ KFv

σF1

= 56.6

ÌÏà

ψbd m

YF2

σF2 :=

σF2

= 50

YF1 σF1

ÌÏà

4.5.2.2.

Допускаемые напряжения

σFlimb

σFadm :=

KFC

SFadm

ãäå

σFlimb := 1.8 HB

σFlimb1

:= 1.8 HB1

σFlimb1

= 414

ÌÏà

σFlimb2 := 1.8 HB2

σFlimb2

= 360

ÌÏà

SFadm := 1.7 -коэффициент безопасности

KFC := 1	-при работе нереверсивной

	σFlimb1
σFadm1 :=	σFlimb1	KFC	σFadm1 =	244	ÌÏà
	SFadm	KFC	σFadm1 =	244
	SFadm

	σFlimb2
σFadm2 :=	σFlimb2	KFC	σFadm2 =	212	ÌÏà
	SFadm	KFC	σFadm2 =	212
	SFadm

4.5.3. Проверка на изгиб выполняется



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

5 Конструирование колес, валов и выбор подшипников

5.1 Вал 2 - ведущий вал зубчатой передачи конструкция шестерни - неразборный выполнен ввиде вала-шестерни Диаметры

выходного конца τadm := 20 ÌÏà - быстроходного вала

3
3		T2	103
		T2	103
dв :=					= 29.4	Примем	dв := 28	ìì
dв :=					= 29.4	Примем	dв := 28	ìì
		0.2	τadm
		0.2	τadm
	dв1 := 32
примем	dв1 := 32			мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

примем dв2 := 35 мм (с учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75) примем dв3 := 40 ìì

примем	dв4 := dв3	=	40	ìì

примем	dв5 := dв2	=	35	ìì

5.1.1 Выбор подшипников под вал 2 Примем шарикоподшипники радиальные однорядные 307 с парметрами

посадочный диаметр внутренней обоймы dвн := 35 ìì

посадочный диаметр наружней обоймы dнн := 80 мм ширина Шпод := 21 ìì

статическая грузоподъемность С0 := 18 кН динамическая грузоподъемность С := 33 кН

5.2 Вал 3 - ведомый вал зубчатой передачи

Конструкция колеса - разборный выполнен отдельно от вала

Диаметры

τadm2 := 25

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

выходного конца

T3 103

dв. :=

= 46

Примем

dв. := 45

ìì

îêðóгëÿåì ïî ÃÎÑÒ 6639-69

0.2 τadm2

dv. := 50

ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

мм (принимая из

r. := 48

мм (с учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)

примем

dk. := 50

ìì

примем

dб. := 58

ìì

5.2.1 Выбор подшипников под вал 3 Примем шарикоподшипники радиальные однорядные 310 с парметрами

посадочный диаметр внутренней обоймы dвн := 50 ìì

посадочный диаметр наружней обоймы dнн := 110 мм ширина Шпод := 27 мм статическая грузоподъемность С0 := 36 êÍ

динамическая грузоподъемность С := 61 кН 5.3 Конструкция ведомого колеса Диаметр ступицы

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

1 / 21 2 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке 0506

#
14.02.2023150.38 Кб35.jpg
#
14.02.2023135.73 Кб36.jpg
#
14.02.2023204.81 Кб37.jpg
#
14.02.2023177.42 Кб38.jpg
#
14.02.20232.35 Mб3кинематический11.xmcd
#
14.02.2023259.03 Кб3пз.pdf