Навигация
Силы действующие в зацеплении
18561
знак
4
таблицы
6
изображений
7.42 Силы действующие в зацеплении
а) окружная
Ft1=Ft2=2n/d=2∙707∙103/127,7=11073H
б) радиальная
FZ1=FZ2=Ft∙tgα/cosβ=11073 tg200/cos200=4298H
в) осевая
Fa1=Fa2=Ft∙tgβ=11073∙tg200=4030H
8 Компоновка редуктора
Последовательно определяем диаметры валов по формуле:
, где [Σ] – допускаемое нарушение кручений=15…30мПа
Принимаем d=30мм
Принимаем d2=70мм
Принимаем d3=100мм
Толщина спинки корпуса редуктора
V=0,025dw+3=0,025∙315+3=10,8 мм
Принимаем V=12мм
Диаметр болтов:
d1=0,003wT+R=0,003-315+12=21,45 мм
Принимаем d1=24 мм
d1=16 мм, d3=12 мм
Расчет входного вала:
Исходные данные:
Ft=1728H; F2=3268H; F0=8978H
d=78,75мм; T=72,2Hм
Момент возникающий
Мн=0,17=0,1∙72,2=7Нм
Определение опорных реакций и изгибающих моментов
Вертикальная плоскость
Горизонтальная плоскость
Суммарные изгибающие моменты
Принимаем материал вала сталь 40х
Gg<900мПа; [G-l]=80мПа
Определим диаметры вала в сечении Д
Приведенный момент
Расчетный диаметр вала
Диаметр впадин червяка dt1=44,78>392 мм
9 Расчет промежуточного вала
Исходные данные
Ft1=11073H; Fy1 =4289H; Fa1=4030H;d1=127,2 мм
Ft2=80,78H; Fy1 =3269H; Fa1=1728H;d1=315 мм
Т=707 мм
Определим опорные реакции изгибающих моментов.
Вертикальная плоскость
Горизонтальная плоскость
Проверочный расчет вала на выносливость
Материал вала сталь 40х
ТВ=900мПа; Т1=450мПа; Σ=250мПа; ψ0=0,1. Сечение I-I
Эффективные коэффициенты концентрации нарушений от шпоночного газа по табл. 5.12 [2]
Ka=2,15:KT=2,05
Масштабный коэффициент табл. 5.16[2]
Er=ra=0,6
Коэффициент состояния поверхности
KCr=Kru=1,15
KCD=KE+KT-1/Eζ=2,05+1,15-1/0,64=3,59
KζD=Kζ+KTr-1/Eζ=2,05+1,15-1/0,64=344
Эффективные коэффициенты напряжений от посадки границы колеса по табл. 5.15[2]
KAD=4,5; KJD=3,16
Окончательных принимаем: KED=451 KKD=3,44
Осевой и номерный момент по табл. 5.9[2] W0=89100 ммВ
Напряжение изгиба и кручения
Коэффициент запаса прочности
10 Расчет выходного вала
Исходные данные:
Ft=18000H; Ft=11073H; Ft=4289H
Fa=4030H; d=500,16 мм; T=2717мм
Определение опорных реакций и изгибающих моментов
Вертикальная плоскость
RaB=RBB=Ft1=11073H
MCB=MDB=RAB∙a=-4073-0,085=-941Hm
Горизонтальная плоскость
RBr=Ft∙Ft1=18000-4282=13711H
MBr=-F2∙c=-18000∙0,16=2280Hm
MCr=-F2∙(c+a)+RBr∙a=-18000∙0,245+1374∙0,085=-3245Hm
MCHr=-Ft(c+a)+RAr∙a+Fa1∙d/2=-18000∙0,245+13711∙0,085+4030∙500,16∙10-3/2=-2237Hm
Суммарные изгибающие моменты
Принимаем материал вала сталь45
Ев=600мПа;[Т-1]=55мПа
Определяем диаметр вала в сечении
Приведенный момент
Расчетный диаметр вала
мм
11 Расчет подшипников входного вала
Радиальные нагрузки
Осевая сила Fa=8978Н
Расчет подшипников В
Принимаем предварительно подшипник 27313
С=89000; С0=71400; l=0,753; Ч=0,796
Следовательно, работает только один pxg
Эквивалентная нагрузка
P=(xvF2+ЧFa)∙Kb∙KT,
где Кб – коэффициент безопасности, Кт – температурный коэффициент
Р=(0,4∙1∙2550∙0,796∙8978) ∙1,7∙1=10613Н
Расчет подшипников А
Эквивалентная нагрузка
P=VF2∙VS∙KT=1∙1304∙1,3∙1=16,05H
Требуемая динамическая грузоподъемность
Принимаем подшипник 908, у которого С=25600Н
12 Расчет подшипников промежуточного вала
Радиальные нагрузки
Осевая нагрузка Fa=1728Н
Предварительно принимаем подшипник 72R
C=72200H; C0=58400H; l=0,35; Ч=1,71
Расчетная осевая нагрузка
Fa=0,83l1FZ1v=0,83∙0,5∙14752=4285H
Fan=Fa1 – Fa=4285 – 1129=6013H
Эквивалентная нагрузка
P1=VF2T ∙Kb∙Kt=1∙14752∙1,3∙1=19178H
PII=(xVF2II+ЧFaII) ∙Kb∙Kt=(0,4∙1∙16152∙1,71∙6013) ∙1,3∙1=21766H
Долговечность наиболее нагружаемого подшипника
13 Расчет подшипников выходного вала
Радикальные нагрузки
Эквивалентная нагрузка
P=VF2∙Kb∙R=1∙17623∙1,3∙1=22910H
Требуемая динамическая грузоподъёмность
Принимаем подшипник С=12100Н
14 Расчет шпонки выходного вала
Исходные данные:
d=95мм; b=0,5мм; h=14мм; t1=9мм; l=110мм; T=2717мм
Рабочая длина шпонки
lp=l-b=110-25=85 мм
Напряжение на рабочих группах шпонки
15 Подбор смазки для редуктора
Сорт масла выбираем по окружной скорости колес по формуле
Δ=2T/DT=0,39 м/с
и по контактным напряжениям в зубе шестерни [I]=496 мПа
По таблице рекомендуемых сортов смазочных масел выбираем масло
U – F – A – 68 ГОСТ17-47 94-87
Объем масла, заливаемого в редуктор рассчитывается по формуле:
Uмасла=Рбв∙0,35=11∙0,35=3,15 л
Похожие работы
... 365·6·2·8=35040 ч. Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда L΄h= Lh·0,85=35040·0,85=29784 ч. Рабочий ресурс привода принимаем Lh=30·103 ч. 2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА Выбор материала и назначение термической обработки Выбираем марку стали – 40Х для шестерни и колеса, термообработка с улучшением. Для шестерни: НВ1=269…302 = 285,5; Для колеса: ...
... должен производиться на основе прогнозных оценок развития главных показателей совершенства авиадвигателей во времени. ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ Разработать на базе газотурбинного двигателя ДН-80 газотурбинный двигатель для привода газоперекачивающего агрегата мощностью Nе=26,7 МВт. Рекомендуемые параметры: Тг*=1525К, pк*=20,8 Параметры прототипа: Тг*=1513К, pк*=20,5 Gв=88 ...
... из строя эл. двигателя. вспомо- гатель-ная. Защитные крышки, кожухи, эмали, лаки. Конструк- ционные материалы, краски, лаки, эмали. Таблица 7.1. СФА АД Система асинхронного двигателя для структурно-функционального анализа представлена на рис. 7.2. Рис. 7.2. Схема для СФА Матрица механической связи основных элементов структуры асинхронного электродвигателя приведена ниже в ...
... Ui=4z1n1/60zц=1.46 с-1<[ Ui]=13.05 Определяем нагрузку на вал в цепной передаче: Fц=[ P1x6x104+(1..6)x9,8xaxqlx10-3]=4186 H 3 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ KУH=0,5; KУF=0,3 Твердость колеса принимаем равной НВ=250, шестерни НВ=300. Материал—сталь 45, термообработка—улучшение. Для колеса: KуH=2; KуF=0,9; NHlim=30HB2,4=1,7x107 NFlim= 4x106 Для шестерни: KуH=1,2; KуF=1,15; NHlim= ...
0 комментариев