Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0557 / сдача / пз

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

14.02.2023

Размер:

833.82 Кб

Скачать

☆

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

Перв. примен.

Справ. №

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

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

= 38.4

шестерни

см [4. 108]

колеса

da22 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1) = 167.1

Диаметры впадин колес;

шестерни

df1 := d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1)

= 32.8

см [4. 108]

колеса

df2

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1)

= 161.5

4.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft2 := Ft2 = 378

см [4. 109]

Осевое усилие

Fa2 := Ft2

tan

= 74

см [4. 109]

180

tan 20

Радиальное усилие

F := F

180

= 140

см [4. 109]

cos

180

Нормальное усилие

Fn2 :=

Ft2

= 410

Н см [4. 109]

cos β

cos

180

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

4.1. Исходные данные: T3 = 148 Н·м;

T2 = 31 Н·м;

n3 = 127 îá/ìèí; n2 = 633 îá/ìèí;

U2_3 = 5

ω3 = 13.3 c-1;

Срок службы передачи: ts = 2500 часов ;

Коэффициенты а1 := 0.2, а2 := 0.3 в1 := 0.5, в2 := 0.3 tn := 0.003 График нагрузки рис 3.



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

Рис 3. График нагрузки.

4.1.1.Время работы передачи: ts = 2500 часов;

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

M1 := Kп_н T3 = 326

Н·м;

:= ts tn = 7.5

часов;

M2 := T3 = 148 Н·м;

t2 :=

(ts − t1) а1 = 499

часов;

M3 := в1 T3 = 74

Н·м;

t3 := (ts − t1) а2 = 748

часов;

M4 := в2 T3 = 45

Н·м;

t4 := ts − t1 − t2 − t3 = 1246

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 = 7.6 × 106

циклов

см. [3, 15]

U3_4

NHG := 100 106

циклов - базовое число циклов напряжений; рис. 4.6 [4. 82]

4.1.4. Коэффициент долговечности

KHd := KHE

= 0.28

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

= 0.84

см [1. 33]

NFG

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

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 := 220

4.2.1. Примем для колеса сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость HB2 := 180

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

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

для ведущего колеса

ÌÏà;

σHlimb1 := 2HB1 + 70 = 510

табл. 3.2 [1. 34]

SH := 1.1

см. [1.

33];

σHadm1 :=

σHlimb1

= 464

ÌÏà;

[1. 292]

σFlimb1 := 700

ÌÏà;

SF := 1.5

см [1. 44];

σFadm1 :=

σFlimb1

= 467

ÌÏà;

для ведомого колеса

σHlimb2 := 2HB2 + 70 = 430

ÌÏà;

σHadm2 :=

σHlimb2

= 391

ÌÏà;

σFlimb2 := 700

ÌÏà;

σFadm2 :=

σFlimb2

= 467

ÌÏà;

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:

T3 103

V' :=

= 1.12

м/с;

103

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

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

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	= 124.8 мм см [4. 98]

		σHadm2 U2_3		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 n2

= 1.5

м/с

см [4. 98]

(U2_3 + 1) 60 103

4.4.3 Фактические контактные

напряжения

b2 := 55

мм - ширина колеса

U2_3 + 1

σH :=

σHadm2 = 390.9

270

T3.

= 342

МПа; см [4. 98]

αw. U2_3

На этапе заканчиваются расчеты, связанные с контактной прочностью. Недогруз

Δσ := σHadm2 − σH 100 = 12.6 % 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)	= 1272	Н см [1. 99]

t3	αw. U2_3

Mодуль по формуле (mn):

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

mn := 3.5 Ft3σKFd KF = 0.14 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.



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

4.6 Определение чисел зубьев. 4.6.1 Угол подъема линии зуба:

β' :=

3.5 mn.

180

asin

= 4.6

см [4. 100]

Суммарное число зубьев.

Z' :=

2 αw.

cos

β'

= 223.3

см [4. 100]

mn.

180

Z := 223

примем

Окончательный угол подъема линии зуба:

β :=

Z mn.

180

acos

= 5.4

см [4. 100]

2 αw.

перекрытия.

Фактический коэффициент осевого

b2 sin

εβ :=

180

= 1.3

см [4. 105]

mn. π

Число зубьев шестерни

= 37.2

U2_3 + 1

Z1 := 37

примем

Число

зубьев колеса

Z2. := Z − Z1 = 186

Фактическое передаточнре число

Z2.

= 5.03

а принятое

2_3

= 5

2_3

σF1

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни (

Приведенное число зубьев:

Zv1 :=

= 37.5

cos

180

YF1 := 3.61

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

Коэффициент наклона зуба:

Yβ1 := 1 −

= 0.96

140

Тогда:

YF1 Yβ1

σF1 :=

Ft3 KFd KF = 52.9

ÌÏà см [4. 101] а допускаемое

σFadm1 = 467

ÌÏà;

b1.

mn.

σF2

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса (

Приведенное число зубьев:

Zv2 :=

Z2.

= 188.5

cos

180

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101] YF2 := 3.63



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

Коэффициент наклона зуба:

Yβ2 := 1 −

= 0.96

140

Тогда:

YF2 Yβ2

σF2 :=

Ft3 KFd

= 59

ÌÏà а допускаемое

σFadm2 = 467

ÌÏà;

b2 mn.

Условия прочности изгибу колес выполнено.

4.1 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

d1 :=

mn. Z1

= 46

мм;

см [4. 108]

cos

180

колеса:

d2 :=

mn. Z2.

= 234

мм;

cos

180

Проверяем условие

d1 + d2

= 140

αw. = 140

мм

Диаметры вершин колес;

шестерни

da31 := d1

+ 2 mn. (1 + 0.1)

= 49.2

см [4. 108]

колеса

da32 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1) = 236.3

Диаметры впадин колес;

шестерни

df1 :=

d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1)

= 43.6

см [4. 108]

колеса

df2

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 230.7

4.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft3

= 1272

Осевое усилие

Fa3 := Ft3 tan

= 121

см [4. 109]

180

tan 20

Радиальное усилие

:= F

180

= 465

см [4. 109]

cos β

180

Нормальное усилие

Fn3 :=

Ft3

= 1360

Н см [4. 109]

cos

180

5. Расчет цепной передачи между валами 3-4.

5.1. Исходные данные: T3 = 148 Н·м;

T4 = 345 Н·м; n4 = 51 îá/ìèí;

n3 = 127 îá/ìèí; U3_4 = 2.5

ω4 = 5.3 c-1;

Срок службы передачи: S = 1A2 m−2 s3 kg−1 лет ;



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

5.1 Выбор цепи Выбираем цепь приводную роликовую двухрядную 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 = 26 см [1. 149] примем z1 := 26

ведомой

z2 := z1 U3_4 = 65 примем z2 := 62

5.4 Øàã öåïè t
padm := 25			МПа-допускаемое давление в шарнирах
m := 2		число рядов цепи
m := 2	-	число рядов цепи
3
3			T4 103 Kэ
t := 2.8				= 20.3	мм	см [1. 149]
t := 2.8			z1 padm m	= 20.3	мм	см [1. 149]
			z1 padm m
					значение		t := 15.875	мм см [4. 147]
Принимаем ближайшее большее					значение		t := 15.875	мм см [4. 147]

5.5 Параметры выбранной цепи

Q := 45 кН - разрушающая нагрузка

q := 1.9 кг/м - масса одного метра цепи

Aоп := 140 ìì2- площадь опорной поверхности шарнира dр1 := 5.08 мм - диаметр ролика

5.6.Проверяем цепь по 2 показателям:

1)по частоте вращения для t = 15.88 мм

nadm := 1000 îá/ìèí


n3 = 126.7		<	nadm			- условие выполняется
2) по давлению в шарнирах
kz := 1 + 0.01 (z1 − 17) = 1.1								для двухрядных и более цепей
padm_таб := 30				ÌÏà - ïî òàá 7.18 [4]
padm := padm_таб kz 0.85 = 27.8

Расчетное значение давления в шарнирах (p)
v :=	z1 t n3				= 0.9		м/с - окружная скорость см [1. 149]
	60 103



Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

Лист

Перв. примен.

Справ. №

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

P4 103

= 2103

Н - окружная сила: см [1. 153]

p :=

Ft4 Kэ

= 21.6

ÌÏà

см [1. 153]

Aоп

Условие p<padm выполняется

5.5 Межосевое расстояние

Lt − 0.5 z

a := 0.25 t

(Lt − 0.5 z

− 8

см [1. 149] ãäå

zΣ := z1 + z2 = 88

- суммарное число зубьев

z2 − z1

= 5.7

2 π

a := 40 t = 635

:= a

= 40

Lt := 2 at

+ 0.56 zΣ +

= 130

- число звеньев см [1. 153]

Округляем

:= 130

до четного чила

тогда

Lt − 0.5 z

a := 0.25 t

(Lt − 0.5 z

− 8

= 677

ìì

5.6. Конструктивные размеры звездочек

= 132

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

sin π

= 313

мм -делительный диаметр ведущей звездочки

sin

Геометрическая характеристика зацепления

γ :=

= 3.1

dр1

Коэффициент высоты зуба;

:= tan π

−1

= 8.24

k := tan π

−1

= 19.72

Диаметр наружной окружности ведущей звездочки

:= t

0.7

+ k

−

0.31

= 140.3

ìì см [1. 154]

Диаметр наружной окружности ведомой звездочки

:= t

0.7

+ k

−

0.31

= 322.6

ìì

Радиус впадин

r := 0.5

(dр1 − 0.05 t)

= 2.1

ìì

Диаметр окружности впадин ведущей звездочки

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

Di1

:= d1

− (dр1 + 0.175

d1)

= 124.6

ìì

см [1. 154]

Диаметр окружности впадин âåäомой

звездочки

Di2 := d2 − (dр1 + 0.175

d2)

= 305.3

ìì

Радиус закругления зуба

r3 := 1.7 dр1 = 8.6

мм

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений

h3 := 0.8 dр1 = 4.1

мм

5.8. Силы действующие на цепь

Ft4 = 2103

Н - окружная сила

:= q 9.81

F = 14.2

Н - центробежная сила

:= 6

- коэффициент учитывающий расположение цепи

:= 9.81 k

q a 10−3

= 76

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

Расчетная нагрузка на вал

Fв := Ft4 + 2 Ff

Fв = 2254

5.9. Коэффициент

запаса прочности

Q 103

s :=

s = 20.5

см [1. 154]

Kд Ft4 + Fv + Ff

нормативный коэффициент запаса прочности sadm òàáë 7.19[1]

sadm := 7

Условие sadm < s выполняется

6 Предворительное конструирование колес, валов и выбор подшипников

6.1 Вал 1 - ведущий вал цилиндрической зубчатой передачи конструкция шестерни - неразборный выполнен ввиде вал-шестерня Диаметры:

Выходного конца τadm := 20 ÌÏà - для быстроходного вала

103

dвм :=

= 12

см [1. 161] Примем

dв5 := 30

мм принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ

0.2

τadm

0.9 dэл = 25.2

1.1 dэл = 30.8

ìì

6639-69 c учетом диаметра вала двигателя

dв5

примем

dв4 := 35

ìì

примем

dв3 := dв4 = 35

ìì

примем

dв2 := dв3 = 35

ìì

примем

dв1 := dв5 = 30

ìì

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Перв. примен.

Справ. №

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

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

Диаметðû:

τadm := 23 ÌÏà - быстроходного вала

Выходного конца

T2 103

d :=

= 19 Примем

в6

:= 30

мм (с учетом стандарта диаметров внутренней обоймы

вм

0.2 τadm

подшипников ГОСТ 8338-75)

примем

dв7 := 35

мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)

ìì

dв8 := 40

dв9 := dв8

= 40

ìì

dв10 := dв7 = 35

ìì

dв11 := dв6 = 30

ìì

6.3 Вал 3 - ведомый вал 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

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

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

Соседние файлы в папке сдача

#
14.02.20231.94 Mб31.xps
#
14.02.20233.61 Mб32.xps
#
14.02.2023130.8 Кб3вал-шестерня ведущий.cdw
#
14.02.2023218.18 Кб3крышка.cdw
#
14.02.2023833.82 Кб3пз.pdf
#
14.02.2023275.81 Кб3привод.cdw
#
14.02.2023133.84 Кб3раб. черт.вала.cdw
#
14.02.2023128.45 Кб3раб. черт.колеса.cdw
#
14.02.2023426.16 Кб3СБ1_.cdw
#
14.02.2023141.29 Кб3СБ2_.cdw