Детали машин 5 - реферат

Зміст|вміст,утримання|

Вступ……..................................................................................................................

1. Вибір електродвигуна й визначення головних параметрів привода |............

2. Розрахунок роликової ланцюгової передачі....................................................

3. Розрахунок закритої конічної зубчатої передачі………….…….................

Література.................................................................................................................

Додатки

Додаток 1 – Завдання на розрахунок зубчато-ланцюгового приводу.

Додаток 2 – Креслення зірки ланцюгової передачі.

Додаток 3 – Креслення колеса конічної зубчатої передачі.

Вступ

Удосконалення конструкцій та методів розрахунку створюваних машин — нагальна потреба дня. Це особливо важливо для країн, що розвиваються, оскільки саме машинобудівне виробництво сприяє різкому підвищенню добробуту суспільства. У конкурентній боротьбі окремих держав і фірм постійно перемагає той, хто має більш досконалі машини.

Характерною особливістю сучасних машин є істотне підвищення вимог до їх експлуатаційних характеристик: збільшуються швидкість, прискорення, температура, зменшуються маса, об’єм, вібрація, час спрацьовування механізмів і т. п. Темпи такого підвищення вимог постійно зростають і машинобудівники змушені все швидше вирішувати конструкторські і технологічні задачі. В умовах ринкових відносин швидкість реалізації прийнятих рішень відіграє чільну роль.

З використанням комп’ютерів і положень теорії прийняття рішень стає можливим вирішення проблеми автоматизації проектування. Але незважаючи на беззаперечну прогресивність використання комп’ютерів, не можна вважати, що конструювання пов’язане виключно з їх використанням. Конструктор повинен володіти різноманітними методами розв’язання технологічних задач як з використанням комп’ютерів, так і без них.

1Вибір електродвигуна й визначення головних параметрів привода

Вихідні данні:

Т_вих =800 Н·м – крутний момент на провідній муфті робочого механізму;

n _вих =80 об/хв – частота обертання на провідній муфті робочого механізму.

1.1 Визначаємо потужність на провідній муфті робочого механізму:

1.2 Визначаємо ККД приводу, [1,c.15]:

,

де - ККД ланцюгової передачі;

- ККД конічної зубчатої передачі;

- ККД підшипників кочення;

1.3 Визначаємо розрахункову потужність на валу електродвигуна:

1.4 Визначаємо потужність на валах приводу:

1.5 Визначаємо частоту обертання вихідного вала приводу

1.6 Визначаємо рекомендоване передаточне число приводу, [1,c.15]:

u’₀ = u’₁ · u’₂ =(2…6) ·(3…5)=(6…30)

тут - діапазони рекомендованих передаточних відношень для окремих передач привода :

u’₁ = (2…6) - передаточне число ланцюгової передачі;

u’₂ = (3… 5 ) - передаточне число конічноїзубчатої передачі;

Таким чином мінімальне значення загального передаточного відношення привода , а максимальне -

1.1. 1.7 Визначаємо діапазон можливих частот обертання двигуна

Тобто

1.8 Вибираємо асинхронний електродвигун серії 4А закритого обдуваемого виконання, за ГОСТ 19523-81,[1,табл.2]

Тип двигуна - 4А160S6УЗ;

Потужність електродвигуна - ;

Частота обертання вала електродвигуна - .

1.9 Уточнюємо передаточне число приводу:

1.10 Уточнюємо передаточні числа передач приводу:

Приймаємо , тоді

1.11 Визначаємо частоту обертання валів приводу:

1.12 Визначаємо крутний момент на валах приводу:

1.13 Визначаємо діаметр валів приводу:

,[1.табл.3]

Тут 15÷30 МПа допуск напруги на валах, [1,c.136]

Приймаємо, , , [1,табл.1]

1.14 Головні параметри двигуна

2 Розрахунок роликової ланцюгової передачі

Вихідні дані:

N₁ =7.585кВт - потужність на вхідному валу;

n₁ = 975об/хв– число обертів на вхідному валу;

d=42 мм – діаметр вхідного валу;

U=3 - передаточне число ланцюгової передачі.

Т₁ = 74.297Нм - обертовий момент на валу ведучої зірочки

Умови праці: нагрузка непостійна, режим роботи – однозмінний, нереверсійна.

Вибираємо число зубців ведучої зірочки

Приймаємо (табл. 2.25, /1/)

Тоді число зубців веденої зірочки

Орієнтовне значення кроку ланцюга

До розрахунку вибираємо роликовий ланцюг ПР –19,05-3180 ГОСТ 13568-75, для якого маємо:

крок t =19,05мм ;

проекція опорної поверхні шарніра ;

руйнівне навантаження ;

маса 1 м ланцюга

Кутова швидкість ведучої зірочки

Швидкість ланцюга

Орієнтовна між осьова швидкість

Число ланок ланцюга

Вибираємо L = 136 – ціле і бажано парне.

Розрахункова міжосьова відстань

Міжосьова відстань передачі зі забезпеченням провисання веденої гілки

Ділильний діаметр ведучої зірочки

Розрахунок шарнірів ланцюга на стійкість проти спрацювання.

Номінальне корисне навантаження ланцюга (колове зусилля)

Вибираємо коефіцієнт інтенсивності 1,4 і розраховуємо еквівалентне корисне навантаження

Допустимий тиск у шарнірах ланцюга за умови стійкості проти спрацювання

Тут вибрані такі значення розрахункових коефіцієнтів

Коефіцієнт працездатності передачі :

при допустимому збільшенні середнього кроку ланцюга (Δ t / t ) = 3 %, маємо

Сумарний термін служби передачі

Коефіцієнт, що враховує вплив кутової швидкості ведучої зірочки

Коефіцієнт параметрів передачі

де коефіцієнти, що враховують:

- вплив числа зубців ведучої зірочки

- вплив міжосьвої відстані

- вплив передаточного числа

Коефіцієнт експлуатації

де коефіцієнти, що враховують:

- нахил лінії центрів зірочки щодо горизонту

- спосіб регулювання натягу віток ланцюга

- спосіб змащування передачі

Розрахунковий тиск у шарнірах ланцюга

тут коефіцієнти, що враховують:

Динамічне навантаження К_Д = 1 ;

Число рядів ланцюгів К m = 1 .

Умова стійкості шарнірів проти спрацювання -

Таким чином умова стійкості проти спрацювання забезпечується, оскільки

Розрахунок ланцюга на міцність.

Визначаємо повне зусилля в ланцюгу

, тут

Зусилля від центрових сил Н

Зусилля від провисання ланцюга Н

Коефіцієнт Kf =3 , залежить від розміщення лінії центрів.

Визначаємо коефіцієнт міцності ланцюга

Визначаємо допустимий коефіцієнт міцності ланцюга

Умова міцності ланцюга виконується.

Розрахунок пластин ланок ланцюга на втому.

Розраховуємо еквівалентне корисне навантаження ланцюга

тут коефіцієнт інтенсивності К_Евм = 1,2

Розрахунковий тиск у шарнірах ланцюга

Допустимий тиск у шарнірах ланцюга, що гарантує втомну міцність його ланок.

Тут вибрані такі значення розрахункових коефіцієнтів, що враховують

вплив чисел зубців ведучої зірочки

ресурс (тривалість) роботи

кутову швидкість

вплив кроку ланцюга

Втомна міцність пластин ланцюга достатня, бо

1

Сила, що навантажує вал передачі

Розрахунок геометричних параметрів ланцюгової передачі

- крок ланцюга t = 19,05 мм ;

- діаметр ролика ланцюга d ₁ = 11,91 мм ;

- число зубців ведучої зірочки z ₁ = 27 , ведомої – z ₂ = 81 ;

- діаметр ділильної окружності ведучої зірочки d _д1 = 164,093 мм ,

ведомої – d _д2 = 491,3 мм

- діаметр окружності виступів

- радіус западин r = 0,5029 · d ₁ +0,05 = 6 мм ;

- діаметр окружності западин

3 РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОЇ КОНІЧНОЇ ЗУБЧАТОЇ ПЕРЕДАЧІ

Вихідні дані:

6.944 кВт - потужність на ведучому колесі;

325 об/хв. - число обертів шестірні;

4.063 - передаточне число передачі.

Вибір матеріалу та розрахунок допустимих напружень для зубчастих коліс

Для виготовлення шестірні та колеса вибираємо (/1/ табл. 3.12.) відносно дешеву леговану сталь 40Х із термообробкою – покращення

Для колеса при радіусі заготовки до 100 мм:

Оцінюємо еквівалентні строки служби передачі для розрахунку на контактну втому і втому при згині.

- сумарний строк служби передачі

6 ∙ 0,2 ∙ 0,69 ∙ 365 ∙ 24 = 6044 год.

Допустиме напруження на згин для зубців шестірні

Визначаємо

- границю витривалості при згині (/1/, табл. 3.19)

1,8ּНВ₁ =482,4 МПа

- коефіцієнт впливу напряму прикладання навантаження 1

Визначаємо коефіцієнт довговічності

- базу випробувань: ;

- еквівалентне число циклів змін напружень за строк служби передачі

- Еквівалентне число циклів навантаження:

-
При умові, N_FE1 >N_FO приймаємо K_FL =1 (I,с.77);

- тоді коефіцієнт довговічності =1

- коефіцієнт безпеки 1,75

- коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень:

1

- коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні зубця:

1

Таким чином допустиме напруження на згин для зубців шестірні:

275,6 МПа

Допустиме напруження на згин для зубців колеса

Визначаємо аналогічно, за попереднім пунктом:

1,8ּHB₂ =433,8 МПа

- тоді коефіцієнт довговічності =1

бо

Таким чином допустиме напруження на згин для зубців колеса:

МПа

Граничне допустиме напруження на згин

для зубців шестірні

- граничне напруження, яке не спричиняє залишкових деформацій або

- крихкої поломки зубців( табл. 3.19)

- коефіцієнт безпеки ( табл. 3.19)

- коефіцієнт, який враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень (формула 3.57)

МПа

для зубців колеса аналогічно п.1.5.1 знаходимо

- граничне напруження, яке не спричиняє залишкових деформацій або

- крихкої поломки зубців( табл. 3.19)

- коефіцієнт безпеки ( табл. 3.19)

- коефіцієнт, який враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень (формула 3.57)

МПа

Допустиме контактне напруження для зубців шестірні

Визначаємо:

границю контактної витривалості зубців шестірні, що відповідає

базовому числу випробувань ( табл. 3.17) 2ּНВ₁ +70=606 МПа

базове число випробувань

еквівалентне число циклів навантаження зубців

=

коефіцієнт довговічності 0.965

Межа контактної витривалості

коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхонь зубців ( табл. 3.18)

0,95

коефіцієнт, що враховує колову швидкість ( стор. 75)

1

коефіцієнт безпеки для зубців з однорідною структурою матеріалу (стор. 75)

1,1

Допустиме контактне напруження для зубців колеса

Попередньо знаходимо межу контактної витривалості поверхонь зуб’їв,

відповідаючу еквівалентному числу циклів переміни напруги:

де межа контактної витривалості ,відповідаюча базовому числу циклів

переміни напруги [1,табл. 3.17],

Коефіцієнт довговічності:

де базове число циклів переміни напруги[2,рис3.16]

еквівалентне (сумарне) число циклів переміни напруги

так як ,тоді приймаємо

Межа контактної витривалості Коефіцієнт

безпечності для зуб’єв з однорідною структурою матеріалу [1,с.75]

Коефіцієнт враховуючий шероховатость спряжених поверхонь [1,табл3.18],

Коефіцієнт враховуючий окружну швидкість [1,с.75] Допускаємо

контактна напруга для колеса :

Допускаєма контактна напруга переда

Перевіряємо умову

тобто умову виконано, тому приймаємо допускаєма контактна напруга

передачі: .

Допускаєма контактна напруга при розрахунку на дію максимального

навантаження [1,с.80] для шестерні:

для колеса:

Обчислюємо зовнішній початковий діаметр шестерні

Попередньо визначаємо величини, які необхідні для розрахунку

Номінальний обертовий момент на шестерні: Т_Н1 = 204 Нм;

Коефіцієнт ширини зубчатого вінця :

0,25 (формула 3.65)

Коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців:

1,06 (мал. 3.20)

Допоміжний коефіцієнт для прямозубої передачі

Таким чином мінімальний зовнішній початковий діаметр шестерні

мм

Вибираємо число зубців шестерні Z₁ = 18, а число зубців колеса

Z₂ = Z₁ · u = 18 · 4,063 =73.134. Приймаємо Z₂ = 73.

Зовнішній коловий модуль зубців

Вибираємо стандартне значення m_te = 5,5 мм. (табл. П.9, /1/).

Зовнішня конусна відстань

R_e = 0,5 ·m_te · Z_C = 0,5 ·5,5 · 75.186= 206.762мм,

де - число зубців еквівалентного колеса.

Ширина зубчатих вінців.

Робоча ширина зубчатих вінців

Перевіряємо умову , де k_bm = 10 для прямих зубців:

. Приймаємо b = 52 (узгоджено з R_a 40).

Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому

Для розрахунку попередньо визначимо:

Коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців

Коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчатих коліс

Середній нормальний модуль зубців

Середній початковий діаметр шестерні

Колова швидкість зубчатих коліс:

3.20, /1/) Z_v = 1,01,

Уточнюємо коефіцієнт навантаження (табл. 3.16)

Зовнішній початковий діаметр

шестерні ;

Розрахункове контактне напруження

Коефіцієнт сумарної довжини контактної :

Z = = = 0,89. .

де коефіцієнт торцевого перекриття:

Висновок: таким чином, стійкість зубців проти втоми викрашування їхніх активних поверхонь забезпечується, оскільки

Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність при дії максимального навантаження.

,

тобто контактна міцність забезпечується.

Розрахунок зубців на втому при згині

Коефіцієнт форми зубців:

;

Коефіцієнт нахилу зубців

Питома розрахункова сила

, де:

- коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (мал. 3.20)

- коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 3.16).

Розрахункове напруження згину

- у зубцях шестірні

-

- у зубцях колеса

-

Висновок: стійкість зубців проти втомного руйнування при згині забезпечується.

Розрахунок зубців на міцності при згині максимальним навантаженням

Розрахункове напруження від максимального навантаження:

- для шестерні

- для колеса

Таким чином міцність зубців на згин при дії максимального навантаження також забезпечується.

Розрахунок параметрів конічної передачі

Розміри елементів зубців:

- модуль зовнішній коловий

- зовнішня висота головки зубця ;

- зовнішня висота ніжки зубця ;

- радіальний зазор ;

Розміри зубчастих вінців конічних коліс:

кути при вершинах ділильних конусів:

;

;

Зовнішніділильні діаметри:

- зовнішні діаметри вершин зубців:

- зовнішні діаметри впадин:

- зовнішня конусна відстань

- ширина вінця ;

- модуль середній ;

- середній діаметр

- кути головки та ніжки зубців

- кути конуса вершин зубців шестірні та колеса

- кутиконусавпадин