Lavhastighetsaksel:
Gitt: Ft = 1546,155 H, Fr = 567,339 H, Lt = 0,093 m, Lt/2 = 0,0465 m,
1. Bestemmelse av reaksjon i lagre i horisontalplanet:
Rсх*Lт + Ft * Lт/2 = 0
Rсх*0,093+1546,155*0,0465 = 0
Rх*0,093 = -71,896
Rсх = 71,896/0,093 = 773,075 N
Ft* Lt/2+Rdh* Lt = 0
1546,155*0,0465+ Rdh *0,093 = 0
Rdh = 71,896/0,093 = 773,075 N
Sjekk: ∑Fnх = 0
Rdh + Rсх - Ft = 0 ; 773.075+773.075-1546.155 = 0 ; 0 = 0
M2lev = Rсх * Lт/2 = 773,075 * 0,0465 = 35,947 Nm
M2pr = M2lev = 35.947 Nm
M3lev = Rсх * Lт- Ft* Lт/2 = 71.895-71.895 = 0
2. Bestemmelse av reaksjon i lagre i vertikalplanet:
Rsy*Lt + Fr * Lt/2 = 0
Rsy*0,093+567,339*0,0465 = 0
Rsy = 26,381/0,093 = 283,669 N
Fr* Lt/2+Rdu* Lt = 0
567,339*0,0465+ RDN *0,093 = 0
RDN = 26,38/0,093 = 283,669 N
Sjekk: ∑Fnу = 0
Rsy – Fr+ Rdu = 0 ; 283.669 – 567.339+283.669 = 0 ; 0 = 0
Vi konstruerer diagrammer over bøyemomenter.
M2lev = Rsy * Lt/2 = 283,669 * 0,0465 = 13,19 Nm
M2pr = M2lev = 13,19 Nm
M3lev = Rsy * Lt-Fr* Lt/2 = 26.381-26.381 = 0
3. Vi bygger diagrammer over dreiemomenter.
Mk = M2 = Ft*d2/2 = 1546,155*184,959/2 = 145,13 Nm
4. Bestem de totale radiale reaksjonene:
Rc = = 823,476 N
Rd = 
= 823.476 N
5. Bestem de totale bøyemomentene.
M2 = = 38,29 Nm
7. Sjekk beregning av lagre:
7.1 Den grunnleggende dynamiske belastningen til et lager, Cr, er den konstante radielle belastningen som lageret kan tåle med en grunnleggende levetid på 10 omdreininger av den indre ringen.
Cr = 29100 N for en høyhastighetsaksel (tabell K27, s. 410), lager 306.
Cr = 25500 N for en lavhastighetsaksel (tabell K27, s. 410), lager 207.
Den nødvendige lagerlevetiden Lh for girredusere er Lh ≥ 60 000 timer.
Lagrenes egnethet bestemmes ved å sammenligne den beregnede dynamiske lastkapasiteten Crp, N med den grunnleggende holdbarheten L10h, h. med den nødvendige Lh, h. i henhold til betingelsene Crp ≤ Cr; L10h ≥ Lh.
Den beregnede dynamiske lastekapasiteten Crp, N og grunnleggende holdbarhet L10h, timer bestemmes av formlene:
Crp = 
; L10h =
hvor RE er ekvivalent dynamisk last, N;
ω – vinkelhastigheten til den tilsvarende akselen, s
M – eksponent: M = 3 for kulelager (s. 128).
7.1.1 Bestem ekvivalentlasten RE = V* Rr*Kv*Kt, hvor
V – rotasjonskoeffisient. V = 1 med roterende indre ring av lageret (side 130).
Rr – radiell belastning av lageret, N. Rr = R – total reaksjon av lageret.
Kv – sikkerhetsfaktor. Kv = 1,7 (Tabell 9.4, s. 133).
Kt – temperaturkoeffisient. Kt = 1 (Tabell 9.5, s. 135).
Høyhastighetsaksel: RE = 1*1,7*1323,499*1 = 2249,448 N
Lavhastighetsaksel: RE = 1*1,7*823,746*1 = 1399,909 N
7.1.2 Vi beregner den dynamiske lastekapasiteten Crp og holdbarheten L10h til lagrene:
Høyhastighetsaksel: Crp =2249.448 
= 2249,448*11,999 = 26991,126 N; 26991.126 ≤ 29100 - vilkåret er oppfylt.
75123.783 ≥ 60000 - vilkåret er oppfylt.
Lavhastighetsaksel: Crp = 1399.909 
= 1399,909*7,559 = 10581,912 N; 10581.912 ≤ 25500 - vilkåret er oppfylt.
848550.469 ≥ 60000 - vilkåret er oppfylt.
Verifikasjonsberegningen viste lønnsomheten til de valgte lagrene.
7.1.3 Lag et tabellsvar:
Hoveddimensjoner og driftsdimensjoner til lagre:
8. Strukturell utforming av stasjonen:
8.1 Utforming av gir:
Utstyr:
I endene av tennene er det laget avfasninger i størrelse f = 1,6 mm. Fasvinkel αf på chevronhjul med hardhet på arbeidsflater HB< 350, αф = 45°. Способ получения заготовки – ковка или штамповка.
8.1.1 Montering av hjulet på akselen:
For å overføre roterende dreiemoment med et girpar, brukes en nøkkelforbindelse med H7/r6-pasning.
8.1.2 Når du bruker chevron-hjul som et tannhjulspar, er det ikke nødvendig å ta vare på den aksiale fikseringen av hjulet, men for å forhindre aksial forskyvning av lagrene mot hjulet, installerer vi to foringer på begge sider av hjulet .
8.2 Skaftdesign:
Overgangsdelen av akslene mellom to tilstøtende trinn med forskjellige diametre er laget med et spor:
8.2.2 På det første og tredje trinnet av lavhastighetsakselen bruker vi en kileforbindelse med kiler som har følgende dimensjoner:
8.3 Utforming av girkassehuset:
Kroppen er laget av støpejern klasse SCh 15. Kroppen er avtakbar. Består av en base og et lokk. Den har en rektangulær form, med glatte yttervegger uten utstående strukturelle elementer. På toppen av husdekselet er det et inspeksjonsvindu, lukket av et deksel med ventil. I bunnen av basen er det to plugger - drenering og kontroll.
Tykkelse på vegger og avstivere δ, mm: δ=1,12 =1,12*3,459=3,8 mm.
For å oppfylle betingelsen δ≥6 mm tar vi δ = 10 mm.
8.3.1 Girkassen festes til bunnrammen (platen) ved hjelp av fire M12 bolter. Flensbredden er 32 mm, aksekoordinaten til hullet for tappen er 14 mm. Forbindelsen mellom dekselet og bunnen av huset utføres med seks M8-skruer. Dekselet til inspeksjonsvinduet er sikret med fire M6-skruer.
8.4 Kontroller beregning av sjakter
8.4.1. Vi bestemmer det ekvivalente øyeblikket ved å bruke formelen for aksler:
Høyhastighetsaksel: Meq = 
= 
= 63,011 (N)
Lavhastighetsaksel: Meq = 
= = 150,096 (N)
8.4.2. Vi bestemmer de beregnede ekvivalentspenningene δeq og sammenligner dem med den tillatte verdien [δ]u. Vi velger stål 45 for driv- og drevne aksler, hvor [δ]u = 50 mPa
d = 42 – diameter på lavhastighetsakselen i den farlige delen.
Konklusjon: styrken til høyhastighets- og lavhastighetsakselene er sikret.
Smøring
9.1 For generell girkasser brukes kontinuerlig smøring med flytende olje ved bruk av en ikke-strøm veivhusmetode (dypping). Denne metoden brukes for gir med periferihastigheter fra 0,3 til 12,5 m/sek.
9.2 Valg av oljetype avhenger av verdien av den beregnede kontaktspenningen i tennene GН og den faktiske periferihastigheten til hjulene U. Oljetypen velges i henhold til tabell 10.29, side 241. I denne girkassen ved U = 1.161 m/sek., GН = 412, brukes I-G-A-68-kvalitetsolje.
9.3 For ett-trinns girkasser bestemmes oljevolumet med en hastighet på 0,4...0,8 liter. per 1 kW overført effekt. P = 2,2 kW, U = 2,2*0,5 = 1100 l. Oljevolumet i den konstruerte girkassen er 1.100 liter. Girkassen fylles med olje gjennom inspeksjonsvinduet. Oljenivået styres ved hjelp av en kontrollplugg. Oljen tappes gjennom tappepluggen.
9.4 Smøring av lagre:
I utformede girkasser brukes flytende og plastiske smøremidler til å smøre rullelagre. Smøremiddel fylles inn i lageret manuelt med lagerdekselet fjernet. Det vanligste fettet for rullelagre er fettfett (GOST 1033-79), fet konstalin UT-1 (GOST 1957-75).
1) Vi gjør en beregning av akseldiagrammet:
Omkretskraft F t = 7945,9 N
Radialkraft F r = 2966,5 N
Aksialkraft Fa = 1811 N
2) La oss tegne et designdiagram av akselen:
Finn l 1:
l 1 = V P /2 + (5t10) + v 2T /2, (123)
l 1 = 37/2 + 10 + 63/2 = 60,5 = 60 mm.
Finn l 2:
l 2 = i 2T /2 + (5t10) + i 2B + (5t10) + V P /2, (124)
l 2 = 63/2 + 10 + 45 + 10 + 37/2 = 114 mm.
l 3 = 37/2+1,2*70+1,5*60=192 mm (125)
2) FM =vT3 *250=7915,965 H
3) Ma =Fa*d2T/2 = 221578,5 H; (126)
MA = 0; (127)
Y V (60 + 114)-221578,6-2966,5*60 = 0, (128)
Y A (60+114)+114*2966,5= 221578,6
Sjekk: ?Y=0, (130)
Y A +Y B -F r =0, (131)
670.13+2296.37-2966.5=0 - vilkåret er oppfylt.
4) Bestem støttereaksjonene i horisontalplanet:
På grunn av den uunngåelige feiljusteringen av akselforbindelsen, belastes lavhastighetsakselen med ekstra kraft F M - kraften til koblingene.
For totrinns girkasse:
FM = 250vT2) =7915,96 H, (132)
Vi retter kraften F M slik at den øker spenningen og deformasjonen fra kraften F t (i verste fall).
Likevektsbetingelse for et punkt
V: ?M V =0, (133)
X A (l 1 +l 2) - F t l 2 - F M l 3 =0 (133)
La oss skrive ned likevektsbetingelsen for punktet
A: ?MA =0, (134)
X B (l 1 +l 2)+F t 1 1 -F M (l 1 +l 2 +l 3)=0, (135)
Sjekk: ?Х=0, (136)
X A + Ft +X B - F M =0,
10,75+7945,9+15,55-7915,965=0 - vilkåret er oppfylt.
5) Vi konstruerer et diagram over bøyemomenter fra kreftene F g og F a
M Referanse =670,13*60 =40207,8 Nm;
M venstre =Y Al 1 + Fa d 2T /2=40207,8+221578,6 =261786,4 Nm;
M B =Y A (l 1 +l 2)+ Fa d 2T /2-F r l 2 =0 (Sjekk!)
6) Vi konstruerer et diagram over bøyemomentene på grunn av kraften Ft.
M C. = -X Al 1 = -10,75·60 = -644,4·N·m;
M B = Х A (l 1 + 1 2) + Ft 1 2 = -1870,5 + 353,4 = -1517,1 Nm;
M D =-X A (l 1 + l 2 + l 3)+ F t (l 1 + l 2)+X B l 3,
M D = -10,75*366+3,1*306+15,55*192=0 (Sjekk!)
Diagrammet over bøyemomenter er presentert i vedlegg A.
7) Vi bygger et totaldiagram av bøyemomenter
Ordinatene til det totale diagrammet av bøyemomenter fra den kombinerte virkningen av disse kreftene er funnet ved å bruke formelen:
MB = -1517,1 Nm;
Det totale diagrammet over bøyemomenter er i vedlegg A.
8) Vi bygger et diagram over dreiemomenter:
T = F t d 2t /2, (138)
T = 7945,97525/2 = 2085817,12 Nm
Momentdiagram i vedlegg A.
9) Bestem de totale reaksjonene til støttene:
Den mest belastede er støtte B, hvor radialkraften = 8458b51 N virker.
5.2 Tegne designdiagrammer for en lavhastighetsaksel og bestemme reaksjoner i støttene
Fra tidligere beregninger har vi:
L 1 = 69 (mm)
Støttereaksjoner:
1. i XDZ-planet:
∑М 1 = 0; R X 2 ∙ 2 1 1 - F t ∙ 1 1 = 0; R X 2 =F t/2 = 17833/2 = 8916,5 N
∑М 2 = 0; - R X 1 ∙ 2 1 1 - F t ∙ 1 1 = 0; R X 1 =F t/2 = 17833/2 = 8916,5 N
Sjekk: ∑X= 0; RX1 + RX2 - Ft = 0; 0 = 0
2. i YOZ-flyet:
∑М 1 = 0; F r ∙ l 1 + F a ∙ d 2 /2 – R y 2 ∙ 2 l 1 = 0; V
R y 2 = (F r ∙ l 1 + F a ∙ d 2 /2)/ 2 l 1 ;N
R y 2 = (F r ∙ 69+ F a ∙ d 2 /2)/ 2 ∙ 69 = 9314,7 N
∑М 2 = 0; - R y 1 ∙ 2 l 1 + F a ∙ d 2 /2 – F r ∙ l 1 = 0;
R y 1 = (F a ∙ d 2 /2 - F r ∙ l 1)/ 2 l 1 ;N
R y 1 = (F a ∙ 524/2 - F r ∙ 69)/ 2 ∙ 69 = 2691,7 N
Sjekk: ∑Y= 0; - R y 1 + R y 2 – F r = 0; 0 = 0
Totale støttereaksjoner:
P r 1 = √ R 2 X 1 + R 2 Y 1 ; H
P r 1 = √ 8916,5 2 + 2691,7 2 = 9313,9 N
P r 2 = √ R 2 X 2 + R 2 Y 2 ; H
P r 2 = √ 8916,5 2 + 9314,7 2 = 12894,5 N
Vi velger lagre i henhold til den mer belastede støtten Z.
Vi aksepterer 219 lett serie radialkulelager:
D = 170 mm; d = 95 mm; B = 32 mm; C = 108 kN; C 0 = 95,6 kN.
5.3 Kontroll av lagerlevetid
La oss bestemme forholdet Fa/C 0
Fa/C0 = 3162/95600 = 0,033
I følge tabellen tilsvarer forholdet F a /C 0 e = 0,25
La oss bestemme forholdet F a /VF r
V – koeffisient for rotasjon av den indre ringen
Fa/VFr = 3162/6623 = 0,47
La oss bestemme den ekvivalente belastningen
Р = (x ∙ V ∙ F r + YF a) ∙ K σ ∙ K T ; N
K σ – sikkerhetsfaktor
K T – temperaturkoeffisient
P = (0,56 ∙ 1 ∙ 6623+ 1,78 3162) ∙ 1,8∙1= 16807 N
La oss bestemme designens holdbarhet i millioner omdreininger.
L = (C/P) 3 millioner vol.
L = (108000/16807) 3 millioner vol.
La oss bestemme den estimerte holdbarheten i timer
L h 1 = L ∙ 10 6/60 ∙ n 3; h
L h 1 = 265 ∙ 10 6 /60 ∙ 2866 = 154 ∙ 10 3 t
L h 1 ≥ 10 ∙ 10 3
154 ∙10 3 ≥ 10 ∙10 3
5.4 Vurdere egnetheten til utvalgte lagre
Egnethetsvurdering av utvalgte lagre
154 ∙10 3 ≥ 17987,2
154000 ≥ 17987,2
6. Design av transmisjonselementer
6.1 Designvalg
Tannhjul – smidd, form – flatt
Tannhjulet er laget integrert med akselen
6.2 Dimensjoner
1. gir
Dens dimensjoner er definert ovenfor
Dens dimensjoner er definert ovenfor
La oss bestemme navdiameteren:
d st = 1,6 ∙ d k; mm
d st = 1,6 ∙ 120 = 192 mm
Vi aksepterer d st = 200 mm
La oss bestemme lengden på navet:
l st = (1,2 ÷1,5) ∙ d k; mm
l st = (1,2 ÷1,5) ∙ 120 = 144 ÷180 mm
Fordi l st ≤ b 2, ta l st = 95 mm
La oss bestemme tykkelsen på felgen:
δ 0 = (2,5 ÷ 4) ∙m; mm
δ 0 = (2,5 ÷ 4) ∙5 = 12,5 ÷ 20 mm
Vi aksepterer δ 0 = 16 mm
La oss bestemme tykkelsen på disken:
C = 0,3 ∙ b 2; mm
C = 0,3 ∙ 95 = 28,5 mm
Vi aksepterer C = 30 mm
Ikke bare selvopprettholdende, men gir også på lang sikt konkrete kostnadsbesparelser. 3. Bestemme den økonomiske effektiviteten av utviklingen Innledning Denne oppgaven er viet studiet av et system for automatisk registrering av bevegelse av varer i et lager. Grunnprinsippene for systemets drift gjennomgås og mulige feil analyseres. Forskning ble utført for å identifisere den siste...
9, e, e) Bratt skrånende transportører med trykkbelte brukes med suksess i kommunikasjons- og handelsbedrifter for transport av pakker, pakker, bokser, bokser osv. Disse transportørene er laget på grunnlag av standardenheter av kommersielt produserte stasjonære beltetransportører. Produktiviteten deres er over 200 lastenheter per time, og vippevinkelen er 40-90°. Rørformet og...
Overføring av høyspenning til elektrodene under sammenbrudd; - tilstedeværelse på stedet av minst to arbeidere som har gjennomgått passende opplæring. 15.1.2 Beregning og utforming av et generelt kunstig belysningssystem for designet mekanisk verksted De vanligste lyskildene er glødelamper, lysrør og kvikksølvbuelamper. Preferanse gis til selvlysende...
... (GAC), som er designet for å kontrollere demontering av tog på pukkelgårder i rangerbanegårder. · Stasjonsbygning (togstasjon), passasjerplattformer. Lastearbeid omfatter følgende operasjoner: 1. Organisering av lasteanlegg på stasjoner 2. Drift og vedlikehold av konstruksjoner og innretninger av lasterom, lager, veie- og kjøleanlegg 3. Organisering...
Uob =40,3 2. Kinematisk beregning av drivverket 2.1 Total utveksling av drivverket 2.2 Rotasjonshastigheter Som tilsvarer oppgave 3. Effektberegning 3.1 Finn beregnet drivkraft, størst mulig dimensjonsverdi a) b) 3.2 Bestem effekten på den akslinger 3.3 Bestem momentene på akslingene 3.4 Vi tabulerer dataene Shaft No. ni min-1 ...
Ved beregning tar vi hensyn til effektiviteten. drev, rotasjonshastighet, motoreffekt, dreiemoment på lavhastighetsakselen. Avhengig av dreiemoment og akseldiameter, velg en passende kobling fra oppslagsboken. For videre utvikling og produksjon av girkassen er en visuell representasjon av den nødvendig. For å gjøre dette tegnes tegninger hvorfra du nøyaktig kan bestemme plasseringen av hver del. Av...
M1 og M2; =0,99 - lagereffektivitet. Rotasjonshastigheten på akslene bestemmes av formlene: Hvor - rotasjonshastigheten på I, II, III drivakslene, rpm = 1430 rpm - rotasjonshastigheten til den elektriske motorakselen; - girforhold på girkassen. Dreiemomentet på akslene bestemmes av formlene: hvor - momentene på I, II, III akslene, Nm Akselnummer P, kW n, rpm T, ...
Tannet med et glidende hengsel (16) hvor ν er antall rader med rulle- eller bøssingkjede; φt=B/t - kjedebreddekoeffisient; for tannkjeder φt=2…8. 7. BEREGNING AV KJEDEOVERFØRING AV EN MEKANISK DRIVING AV ET TRANSPORTBAND 1. Med tanke på den lille overførte kraften N1 ved gjennomsnittlig vinkelhastighet til et lite tannhjul, aksepterer vi en enrads rullekjede for overføring. 2. ...
Utviklingen av drivakseldesign inkluderer alle hoveddesignstadiene, et teknisk forslag og et foreløpig design. Algoritmen for å beregne aksler er vist i figur 4.
Figur 4 Akselberegningsalgoritmediagram
Innledende data for beregning: T - kraft som virker på akselen; Fr, Ft, Fx - dreiemomenter. Siden det ikke er noen elementer på designakselen som forårsaker aksialkraft Fx = 0, Ft = 20806, Fr = -20806, T = 4383.
Definisjoner av støttereaksjoner
Beregning av reaksjon av støtter
Reaksjonene til akselstøttene er vist i figur 5.
Figur 5 Diagrammer av drivhjulsakselen
Venstre støttereaksjon.
hvor l1,l2,l3,l4 er avstanden mellom akselens strukturelle elementer, l1 = 100, l2 = 630, l3=100, l4=110, = 20806 H.
hvor = -20806 N.
Riktig støttereaksjon.
Bestem bøyemomenter for den beregnede akselen
Horisontalplan Mi, fra aksen: for kobling Mi(m) = 0, venstre støtte Mi(l) = 0, for venstre tannhjul Mi(l) = - 2039 N*m, for høyre tannhjul Mi(pz) = -2081 N *m, for riktig støtte Mi(n) = -42 N*m. Diagrammer av disse kreftene er vist i figur 5.
Vertikalt plan Mi, fra aksen: for koblingen Mi(m) = 0, venstre støtte Mi(l) = 0, for venstre tannhjul Mi(lz) = 0, for høyre tannhjul Mi(pz) = 0,
for riktig støtte Mi(n) = 0. Diagrammer av disse kreftene er vist i figur 5.
Mi gitt: for kobling Mi(m) = 4383 N*m, venstre støtte Mi(l) = 4383 N*m, for venstre tannhjul Mi(l) = 4383 N*m, for høyre tannhjul Mi(pz) = 3022 N *m, for riktig støtte Mi(n) = 42 N*m. Diagrammer av disse kreftene er vist i figur 5.
Det totale bøyemomentet er lik: for koblingen T(m) = 4383 N*m, venstre støtte T(l) = 4383 N*m, for venstre tannhjul T(l) = 4383 N*m, for høyre tannhjul T(pz) = 2192 N*m, for høyre støtte T(p) = 0 N*m. Diagrammer av disse kreftene er vist i figur 5.
Vi velger materialet for akselen i henhold til de gitte belastningene: Stål 45 GOST 1050-88.