Arborele de viteză mică:
Dat: Ft = 1546,155 H, Fr = 567,339 H, Lt = 0,093 m, Lt/2 = 0,0465 m,
1. Determinarea reacției în rulmenți în plan orizontal:
Rсх*Lт + Ft * Lт/2 = 0
Rсх*0,093+1546,155*0,0465 = 0
Rсх*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
Verificați: ∑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. Determinarea reacției în rulmenți în plan vertical:
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
Verificați: ∑Fnу = 0
Rsy – Fr+ Rdu = 0 ; 283,669 – 567,339+283,669 = 0 ; 0 = 0
Construim diagrame ale momentelor încovoietoare.
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. Construim diagrame de cupluri.
Mk = M2 = Ft*d2/2 = 1546,155*184,959/2 = 145,13 Nm
4. Determinați reacțiile radiale totale:
Rc = = 823,476 N
Rd = 
= 823,476 N
5. Determinați momentele încovoietoare totale.
M2 = = 38,29 Nm
7. Verificați calculul rulmenților:
7.1 Capacitatea de sarcină dinamică de bază a unui rulment, Cr, este sarcina radială constantă pe care o poate suporta rulmentul cu o durată de viață de bază de 10 rotații a inelului interior.
Cr = 29100 N pentru un arbore de mare viteză (Tabel K27, p. 410), rulment 306.
Cr = 25500 N pentru un arbore cu viteză mică (Tabel K27, p. 410), rulment 207.
Durata de viață necesară a rulmentului Lh pentru reductoarele este Lh ≥ 60.000 ore.
Adecvarea rulmenților se determină prin compararea capacității de sarcină dinamică calculată Crp, N cu durabilitatea de bază L10h, ore cu Lh necesar, ore în condițiile Crp ≤ Cr; L10h ≥ Lh.
Capacitatea de sarcină dinamică calculată Crp, N și durabilitatea de bază L10h, ore sunt determinate de formulele:
Crp = 
; L10h =
unde RE este sarcina dinamică echivalentă, N;
ω – viteza unghiulară a arborelui corespunzător, s
M – exponent: M = 3 pentru rulmenți cu bile (p. 128).
7.1.1 Să se determine sarcina echivalentă RE = V* Rr*Kv*Kt, unde
V – coeficientul de rotație. V = 1 cu inelul interior rotativ al rulmentului (pagina 130).
Rr – sarcina radială a rulmentului, N. Rr = R – reacția totală a rulmentului.
Kv – factor de siguranță. Kv = 1,7 (Tabelul 9.4, p. 133).
Kt – coeficient de temperatură. Kt = 1 (Tabelul 9.5, p. 135).
Ax de mare viteză: RE = 1*1,7*1323,499*1 = 2249,448 N
Arbore de viteză mică: RE = 1*1,7*823,746*1 = 1399,909 N
7.1.2 Se calculează capacitatea de încărcare dinamică Crp și durabilitatea L10h a rulmenților:
Arbore de mare viteză: Crp =2249,448 
= 2249,448*11,999 = 26991,126 N; 26991,126 ≤ 29100 - condiția este îndeplinită.
75123.783 ≥ 60000 - condiția este îndeplinită.
Arbore de viteză mică: Crp = 1399,909 
= 1399,909*7,559 = 10581,912 N; 10581,912 ≤ 25500 - condiția este îndeplinită.
848550.469 ≥ 60000 - condiția este îndeplinită.
Calculul de verificare a arătat rentabilitatea rulmenților selectați.
7.1.3 Compuneți un răspuns tabelar:
Dimensiunile principale și dimensiunile operaționale ale rulmenților:
8. Dispunerea structurală a unității:
8.1 Proiectarea angrenajelor:
Angrenaj:
La capetele dinților se realizează teșituri de dimensiunea f = 1,6 mm. Unghiul de teșire αf pe roțile chevron cu duritatea suprafețelor de lucru HB< 350, αф = 45°. Способ получения заготовки – ковка или штамповка.
8.1.1 Instalarea roții pe arbore:
Pentru a transmite cuplul de rotație printr-o pereche de angrenaje, este utilizată o conexiune cu cheie cu o potrivire H7/r6.
8.1.2 Când folosiți roți chevron ca pereche de angrenaje, nu este nevoie să aveți grijă de fixarea axială a roții, totuși, pentru a preveni deplasarea axială a rulmenților către roată, instalăm două bucșe pe ambele părți ale roții .
8.2 Proiectarea arborelui:
Secțiunea de tranziție a arborilor dintre două trepte adiacente de diametre diferite este realizată cu o canelură:
8.2.2 Pe prima și a treia treaptă a arborelui de viteză mică, folosim o legătură cu chei cu chei având următoarele dimensiuni:
8.3 Proiectarea carcasei cutiei de viteze:
Caroseria este din fonta clasa SCh 15. Corpul este detasabil. Constă dintr-o bază și un capac. Are forma dreptunghiulara, cu pereti exteriori netezi fara elemente structurale proeminente. În partea de sus a capacului carcasei se află o fereastră de inspecție, închisă printr-un capac cu aerisire. În partea de jos a bazei există două dopuri - de scurgere și de control.
Grosimea pereților și a rigidizărilor δ, mm: δ=1,12 =1,12*3,459=3,8 mm.
Pentru a îndeplini condiția δ≥6 mm, luăm δ = 10 mm.
8.3.1 Cutia de viteze este fixată de cadrul de bază (placă) folosind patru știfturi M12. Lățimea flanșei este de 32 mm, coordonatele axei găurii pentru știft este de 14 mm. Conexiunea dintre capac și baza carcasei se realizează cu șase șuruburi M8. Capacul ferestrei de inspecție este fixat cu patru șuruburi M6.
8.4 Verificați calculul arborilor
8.4.1. Determinăm momentul echivalent folosind formula pentru arbori:
Arbore de mare viteză: Meq = 
= 
= 63,011 (N)
Arbore de viteză mică: Meq = 
= = 150,096 (N)
8.4.2. Determinăm tensiunile echivalente calculate δeq și le comparăm cu valoarea admisibilă [δ]u. Alegem oțelul 45 pentru arbori de antrenare și antrenat, pentru care [δ]u = 50 mPa
d = 42 – diametrul arborelui de viteză mică în secțiunea periculoasă.
Concluzie: este asigurată rezistenţa arborilor de mare viteză şi viteză mică.
Lubrifiere
9.1 Pentru cutiile de viteze de uz general, se folosește lubrifierea continuă cu ulei lichid folosind o metodă de carter fără curgere (dipping). Această metodă este utilizată pentru angrenaje cu viteze periferice de la 0,3 la 12,5 m/sec.
9.2 Alegerea tipului de ulei depinde de valoarea efortului de contact calculat în dinții GН și de viteza periferică reală a roților U. Tipul de ulei este selectat conform tabelului 10.29, pagina 241. În această cutie de viteze la U = 1,161 m/sec, GН = 412, se folosește ulei de calitate I-G-A-68.
9.3 Pentru cutiile de viteze cu o singură treaptă, volumul de ulei se determină cu o rată de 0,4...0,8 litri. la 1 kW de putere transmisă. P = 2,2 kW, U = 2,2*0,5 = 1.100 l. Volumul de ulei din cutia de viteze proiectată este de 1.100 de litri. Cutia de viteze este umplută cu ulei prin fereastra de inspecție. Nivelul uleiului este controlat cu ajutorul unui dop de control. Uleiul se scurge prin dopul de scurgere.
9.4 Ungerea rulmenților:
În cutiile de viteze proiectate, lubrifianții lichizi și plastici sunt utilizați pentru lubrifierea rulmenților. Lubrifiantul este introdus manual în rulment, cu capacul rulmentului îndepărtat. Cea mai comună unsoare pentru rulmenți este grăsimea grasă (GOST 1033-79), grasa konstalin UT-1 (GOST 1957-75).
1) Facem un calcul al diagramei arborelui:
Forța circumferențială F t = 7945,9 N
Forța radială F r = 2966,5 N
Forța axială F a = 1811 N
2) Să întocmim o diagramă de proiectare a arborelui:
Găsiți l 1:
l 1 = V P /2 + (5h10) + v 2T /2, (123)
l 1 = 37/2 + 10 + 63/2 = 60,5 = 60 mm.
Găsiți l 2:
l 2 = în 2T /2 + (5h10) + în 2B + (5h10) + 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) F M = vT 3 * 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
Verificați: ?Y=0, (130)
Y A +Y B -F r =0, (131)
670.13+2296.37-2966.5=0 - condiția este îndeplinită.
4) Determinați reacțiile de sprijin în plan orizontal:
Datorită inevitabilei nealiniere a conexiunii arborelui, arborele cu viteză mică este încărcat cu forță suplimentară F M - forța cuplajelor.
Pentru cutia de viteze în două trepte:
F M = 250vТ 2Т 2) = 7915,96 H, (132)
Îndreptăm forța F M astfel încât să crească solicitarea și deformația din forța F t (în cel mai rău caz).
Condiție de echilibru pentru un punct
V: ?M V =0, (133)
X A (l 1 +l 2) - F t l 2 - F M l 3 =0 (133)
Să notăm condiția de echilibru pentru punct
A: ?M A =0, (134)
X B (l 1 +l 2)+F t l 1 -F M (l 1 +l 2 +l 3)=0, (135)
Verificați: ?Х=0, (136)
X A + F t +X B - F M =0,
10.75+7945.9+15.55-7915.965=0 - condiția este îndeplinită.
5) Construim o diagramă a momentelor încovoietoare din forțele F g și F a
M Referință =670,13*60 =40207,8 Nm;
M Stânga =Y A l 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 (Verificați!)
6) Construim o diagramă a momentelor încovoietoare datorate forței Ft.
M C. = -X A11 = -10,75.60 = -644,4.N.m;
M B =Х A (l1 +l2)+Ftl2 =-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 (Verificați!)
Diagrama momentelor încovoietoare este prezentată în Anexa A.
7) Construim o diagramă totală a momentelor încovoietoare
Ordonatele diagramei totale a momentelor încovoietoare din acțiunea combinată a acestor forțe se găsesc folosind formula:
MB = -1517,1 Nm;
Diagrama totală a momentelor încovoietoare este în Anexa A.
8) Construim o diagramă a cuplurilor:
T = F t d 2t /2, (138)
T = 7945,97525/2 = 2085817,12 Nm
Diagrama cuplului din Anexa A.
9) Determinați reacțiile totale ale suporturilor:
Cel mai încărcat este suportul B, unde acționează forța radială = 8458b51 N.
5.2 Întocmirea diagramelor de proiectare pentru un arbore de viteză mică și determinarea reacțiilor în suporturi
Din calculele anterioare avem:
L 1 = 69 (mm)
Reacții de sprijin:
1. în planul XDZ:
∑М 1 = 0; R X 2 ∙ 2 l 1 - F t ∙ l 1 = 0; R X 2 =Ft/2 = 17833/2 = 8916,5 N
∑М 2 = 0; - R X 1 ∙ 2 l 1 - F t ∙ l 1 = 0; R X 1 =Ft/2 = 17833/2 = 8916,5 N
Verificați: ∑X= 0; RX1 + RX2-Ft = 0; 0 = 0
2. în planul YOZ:
∑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
Verificați: ∑Y= 0; - R y 1 + R y 2 – F r = 0; 0 = 0
Reacții totale de sprijin:
Pr1 = √ R2X1 + R2Y1;H
P r 1 = √ 8916,5 2 + 2691,7 2 = 9313,9 N
Pr2 = √ R2X2 + R2Y2;H
P r 2 = √ 8916,5 2 + 9314,7 2 = 12894,5 N
Selectăm rulmenții în funcție de suportul mai încărcat Z.
Acceptăm rulmenți radiali cu bile din seria 219 light:
D = 170 mm; d = 95 mm; B = 32 mm; C = 108 kN; C0 = 95,6 kN.
5.3 Verificarea duratei de viață a rulmentului
Să determinăm raportul F a /C 0
F a /C 0 = 3162/95600 = 0,033
Conform tabelului, raportul F a /C 0 corespunde cu e = 0,25
Să determinăm raportul F a /VF r
V – coeficientul de rotație al inelului interior
F a /VF r = 3162/6623 = 0,47
Să determinăm sarcina echivalentă
Р = (x ∙ V ∙ F r + YF a) ∙ K σ ∙ K T ; N
K σ – factor de siguranță
K T – coeficient de temperatură
P = (0,56 ∙ 1 ∙ 6623+ 1,78 3162) ∙ 1,8∙1= 16807 N
Să determinăm durabilitatea designului în milioane de rotații.
L = (C/P) 3 milioane vol.
L = (108000/16807) 3 milioane vol.
Să determinăm durabilitatea estimată în ore
L h 1 = L ∙ 10 6 /60 ∙ n 3 ; h
L h 1 = 265 ∙ 10 6 /60 ∙ 2866 = 154 ∙ 10 3 h
L h 1 ≥ 10 ∙ 10 3
154 ∙10 3 ≥ 10 ∙10 3
5.4 Evaluarea adecvării rulmenților selectați
Evaluarea adecvării rulmenților selectați
154 ∙10 3 ≥ 17987,2
154000 ≥ 17987,2
6. Proiectarea elementelor de transmisie
6.1 Selectarea designului
Roată dințată – forjată, formă – plată
Angrenajul este solidar cu arborele
6.2 Dimensiuni
1. unelte
Dimensiunile sale sunt definite mai sus
Dimensiunile sale sunt definite mai sus
Să determinăm diametrul butucului:
d st = 1,6 ∙ d k; mm
d st = 1,6 ∙ 120 = 192 mm
Acceptăm d st = 200 mm
Să determinăm lungimea butucului:
l st = (1,2 ÷1,5) ∙ d k; mm
l st = (1,2 ÷1,5) ∙ 120 = 144 ÷180 mm
Deoarece l st ≤ b 2, luați l st = 95 mm
Să determinăm grosimea jantei:
δ 0 = (2,5 ÷ 4) ∙m; mm
δ 0 = (2,5 ÷ 4) ∙5 = 12,5 ÷ 20 mm
Luăm δ 0 = 16 mm
Să determinăm grosimea discului:
C = 0,3 ∙ b 2 ; mm
C = 0,3 ∙ 95 = 28,5 mm
Acceptăm C = 30 mm
Nu doar autosusținere, ci și, pe termen lung, aducând economii tangibile de costuri. 3. Determinarea eficienței economice a dezvoltării Introducere Prezenta teză este dedicată studiului unui sistem de înregistrare automată a mișcării mărfurilor într-un depozit. Sunt revizuite principiile de bază ale funcționării sistemului și sunt analizate eventualele erori. Au fost efectuate cercetări pentru a identifica cele mai recente...
9, e, e) Transportoarele înclinate puternic cu bandă de presiune sunt utilizate cu succes în întreprinderile de comunicații și comerț pentru transportul colete, pachete, cutii, cutii etc. Aceste transportoare sunt realizate pe baza unităților standard ale transportoarelor cu bandă staționare produse comercial. Productivitatea lor este de peste 200 de unități de marfă pe oră, iar unghiul de înclinare este de 40-90°. Tubular și...
Transferul de înaltă tensiune la electrozi în timpul defecțiunii; - prezența la fața locului a cel puțin doi lucrători care au urmat o pregătire corespunzătoare. 15.1.2 Calculul și proiectarea unui sistem general de iluminat artificial pentru atelierul mecanic proiectat Cele mai comune surse de lumină sunt lămpile cu incandescență, lămpile fluorescente și lămpile cu arc cu mercur. Se preferă luminiscentele...
... (GAC), care este conceput pentru a controla dezmembrarea trenurilor pe șantierele cu cocoașe din șantierele de triaj. · Clădirea gării (gară), peroane pentru pasageri. Munca de marfa cuprinde urmatoarele operatiuni: 1. Organizarea facilitatilor de marfa in statii 2. Exploatarea si intretinerea structurilor si dispozitivelor zonelor de marfa, depozit, instalatii de cantarire si refrigerare 3. Organizare...
Uob =40.3 2. Calculul cinematic al motorului 2.1 Raportul total de transmisie al motorului 2.2 Vitezele de rotație Care corespunde sarcinii 3. Calculul puterii 3.1 Aflați puterea de antrenare calculată, cea mai mare valoare dimensională posibilă a) b) 3.2 Determinați puterea pe arbori 3.3 Determinați momentele pe arbori 3.4 Tabelăm datele Arbore nr. ni min-1 ...
Când calculăm, ținem cont de eficiență. tracțiune, viteza de rotație, puterea motorului, cuplul pe arborele de viteză mică. În funcție de cuplul și diametrul arborelui, selectăm un cuplaj potrivit din cartea de referință. Pentru dezvoltarea și producția ulterioară a cutiei de viteze, este necesară o reprezentare vizuală a acesteia. Pentru a face acest lucru, sunt desenate desene din care puteți determina cu precizie locația fiecărei piese. De...
M1 și M2; =0,99 - randamentul rulmentului. Viteza de rotație pe arbori este determinată de formulele: Unde - viteza de rotație pe arborii de antrenare I, II, III, rpm = 1430 rpm - viteza de rotație a arborelui motorului electric; - raportul de transmisie al cutiei de viteze. Cuplul pe arbori este determinat de formulele: unde sunt momentele pe arborii I, II, III, Nm Numărul arborelui P, kW n, rpm T, ...
Dintat cu o balama culisantă (16) unde ν este numărul de rânduri de lanț cu role sau bucșă; φt=B/t - coeficientul de lățime a lanțului; pentru lanțuri dințate φt=2…8. 7. CALCULUL TRANSMISIEI LANȚULUI A UNEI ACTIONĂRI MECANICE A CUREA TRANSPORTORĂ 1. Luând în considerare puterea transmisă mică N1 la viteza unghiulară medie a unui pinion mic, acceptăm un lanț cu role cu un singur rând pentru transmisie. 2. ...
Dezvoltarea proiectelor arborelui de transmisie include toate etapele principale de proiectare, o propunere tehnică și un proiect preliminar. Algoritmul pentru calcularea arborilor este prezentat în Figura 4.
Figura 4 Diagrama algoritmului de calcul arbore
Date inițiale pentru calcul: T - forța care acționează asupra arborelui; Fr, Ft, Fx - cupluri. Deoarece nu există elemente pe arborele de proiectare care provoacă forță axială Fx = 0, Ft = 20806, Fr = -20806, T = 4383.
Definițiile reacțiilor de sprijin
Calculul reacției suporturilor
Reacțiile suporturilor arborelui sunt prezentate în Figura 5.
Figura 5 Diagrame ale arborelui pinionului de tracțiune
Reacția sprijinului din stânga.
unde l1,l2,l3,l4 este distanța dintre elementele structurale ale arborelui, l1 = 100, l2 = 630, l3=100, l4=110, = 20806 H.
unde = -20806 N.
Reacția corectă de sprijin.
Determinați momentele încovoietoare pentru arborele calculat
Plan orizontal Mi, din axă: pentru cuplare Mi(m) = 0, suport stânga Mi(l) = 0, pentru pinion stâng Mi(l) = - 2039 N*m, pentru pinion dreapta Mi(pz) = -2081 N *m, pentru suportul drept Mi(n) = -42 N*m. Diagramele acestor forțe sunt prezentate în Figura 5.
Plan vertical Mi, din axă: pentru cuplajul Mi(m) = 0, suportul stâng Mi(l) = 0, pentru pinionul stâng Mi(lz) = 0, pentru pinionul drept Mi(pz) = 0,
pentru suportul drept Mi(n) = 0. Diagramele acestor forțe sunt prezentate în Figura 5.
Mi dat: pentru cuplare Mi(m) = 4383 N*m, suport stânga Mi(l) = 4383 N*m, pentru pinion stânga Mi(l) = 4383 N*m, pentru pinion dreapta Mi(pz) = 3022 N *m, pentru suportul drept Mi(n) = 42 N*m. Diagramele acestor forțe sunt prezentate în Figura 5.
Momentul încovoietor total este egal cu: pentru cuplajul T(m) = 4383 N*m, suport stânga T(l) = 4383 N*m, pentru pinionul stâng T(l) = 4383 N*m, pentru dreapta pinion T(pz) = 2192 N*m, pentru suportul drept T(p) = 0 N*m. Diagramele acestor forțe sunt prezentate în Figura 5.
Selectăm materialul pentru arbore în funcție de sarcinile date: oțel 45 GOST 1050-88.