Міністерство освіти і науки
Російської Федерації
Філія Ухтинського Державного Технічного
Університету в м. Усинську
Контрольна робота з теорії механізмів і машин ТММ 72 00 00 00Р Залікова книжка № 012300
Зараховано «» ............................................... .................................. 2004 р
Викладач
Виконав студент
Групи РЕНГМ - 00 14.04.2004г.
1 Завдання на контрольну роботу № 1 За завданням 2 і варіанту 7 для схеми приводу зображеної на малюнку 1, вирішити такі завдання:
- Вибрати асинхронний е / двигун,
- Обчислити швидкість обертання, потужність і крутний момент для кожного з валів приводу,
- Розрахувати клиноременную передачу,
- Розрахувати зубчасту тихохідну циліндричну передачу,
- Розрахувати ланцюгову передачу.
SHAPE \ * MERGEFORMAT
Малюнок 1-схема приводу
1,2,3,4,5,-відповідно вали е.двігателя швидкохідний, проміжний, і тихохідний редуктора і вихідний вал приводу, 6 - е.двігатель, 7 - ремінна передача, 8 і 9-відповідно швидкохідна і тихохідна зубчаста передачі редуктора 10-ланцюгова передача.
Потужність Р
5 і частота обертання n
5 вихідного валу приводу рівні
відповідно 18 кВт і 50 об / хв.
1.2.Кінематіческій і силовий розрахунок приводу. 2.1 Вибір електродвигуна 2.1.1 Необхідна потужність електродвигуна (2, стор.4) Р
тр = Р
5 / η (2.1)
де Р
5 - потужність на виході приводу, кВт
η - ККД приводу
η = η (р) · η (з)
2 · η (п)
4 · η (ц) (2.2)
де η (р), η (з), η (п), η (ц) - відповідно ККД пасової, зубчастої циліндричної, пари підшипників кочення та ланцюгової передачі.
Керуючись рекомендаціями (2, стор.5) приймаємо
η (з) = 0,97, η (ц) = 0,95, η (п) = 0,99, η (р) = 0,96
Після підстановки чисельних значень параметрів у формули (2.2) і (2.1) отримаємо:
η = 0,96 * 0,97
2 * 0,99
4 * 0,95 = 0,87
Р
тр = 18 / 0,87 = 20,69 кВт
2.1.2. З урахуванням необхідної потужності Р
тр = 20,69 кВт розглянемо можливість вибору асинхронних двигунів серії 4А з номінальними потужностями Р
н = 18,5 кВт і Р
н = 22 кВт. Для першого перевантаження складає (20,69 - 18,5) *
100% / 20,69 = 10,6% при допустимій перевантаження 5%. Далі його не розглядаємо. Для другого недовантаження не більше 5,9%.
Для орієнтування у виборі двигуна по частоті обертання оцінимо передавальне відношення приводу i (ср), обчислена за приблизно середнім значенням рекомендованих передавальних відносин окремих передач. Візьмемо (2, стор.7) ці значення для зубчастої конічної циліндричної, ремінною і ланцюгової передач відповідно i (ср.з.т) = 3, i (ср.з.б) = 3, i (ср.р) = 3 , i (ср.ц) = 3.
Після відкриття дужок отримаємо в результаті:
i (ср) = 3
4 = 81
При такому передатному відношенні приводу буде потрібно двигун з частотою обертання:
n = i (ср) * n
5 = 81 * 50 = 4050 об / хв
2.1.3. Остаточно вибираємо (3, стр.328) найближчий за частотою обертання асинхронний електродвигун марки 4А180S2УЗ з наступними параметрами:
1. Номінальна потужність: Р
н = 22 кВт
2. Номінальна частота обертання:
n
н = n
с * (1-S/100) = 3000 * (1 - 2,1 / 100) = 2937 об / хв
де ковзання S = 2,1%, синхронна частота обертання n
з = 3000 об / хв
3. Ставлення пускового моменту до номінального Т
п / Т
н = 1,4
2.2. Передавальні відносини приводу і окремих його передач Загальне передавальне відношення приводу при частоті обертання вхідного валу приводу n
1 = n
н i (заг.) = n
1 / n
5 = n
н / n
5 (2.3)
де n
5 - частота обертання вихідного валу приводу.
Розрахунок за формулою (2.3) дає:
i (заг.) = 2937/50 = 58,74
приймемо (2, стор.6) передавальні відносини
1. Для ремінної передачі - i (p) = 3
2.Для зубчастої (швидкохідної) циліндричної передачі - i (з, б) = 3
З. Для зубчастої (тихохідної) циліндричної передачі - i (з, т) = 3
Тоді на долю ланцюгової передачі залишається передавальне відношення
i (ц) = i (заг) / (i (p) * i (з.б) * i (з.т)) = 58,74 /
3 3 = 2,18
2.3. Частоти обертання, кутові швидкості, потужності і моменти на валах приводу. 2.3.1. Частоти обертання валів n
1 = n
н = 2937 об / хв
n
2 = n
1 / i (p) = 2937 / 3 = 979 об / хв
n
3 = n
2 / i (з.б) = 979 / 3 = 326.33 об / хв
n
4 = n
3 / i (з.т) = 326.33 / 3 = 108.8 об / хв
n
5 = n
4 / i (ц) = 108.8/2.18 = 50 об / хв
Примітка: тут і далі параметри, пов'язані з валів приводу, позначені числовими індексами,
відповідними нумерації валів на схемі приводу
2.3.2. Кутові швидкості валів ω
1 = π * n
1 / 30 = 3.14 * 2937/30 = 307.4 рад / с
ω
2 = ω
1 / i (p) = 307.4 / 3 = 102.47 рад / с
ω
3 = ω
2 / i (з.б) = 102,47 / 3 = 34,16 рад / с
ω
4 = ω
3 / i (з.т) = 34,16 / 3 = 12,56 рад / с
ω
5 = ω
4 / i (ц) = 12,56 / 2,72 = 4,6 рад / с
2.3.3. Потужності на валах приводу Р
1 = Р
тр = 20,69 КВт
Р
2 = Р
1 * η (р) * η (п) = 20,69 * 0,96 * 0,99 = 19,7 кВт Р
3 = Р
2 * η (з) * η (п) = 19, 7 * 0,97 * 0,99 = 18,9 кВт Р
4 = Р
3 * η (з) * η (п) = 18,9 * 0,97 * 0,99 = 18,2 кВт
Р
5 = Р
4 * η (ц) * η (п) = 18,2 * 0,95 * 0,99 = 17,1 кВт
2.3.4. Моменти на валах приводу Т
1 = Р
1 / ω
1 = 20,69 * 10
3 / 307,4 = 67,3 Н * м Т
2 = Р
2 / ω
2 = 19,7 * 10
3 / 102,47 = 192,3 Н * м Т
3 = Р
3 / ω
3 = 18,9 * 10
3 / 34,16 = 553,3 Н * м Т
4 = Р
4 / ω
4 = 18,2 * 10
3 / 12,56 = 1449 Н * м Т
5 = Р
5 / ω
5 = 17,1 * 10
3 / 4,6 = 3717 Н * м
2.3.5. Максимальні моменти при перевантаженнях на валах Т
1 max = T
1 * 1,4 = 67,3 * 1,4 = 94,22 Н * м
Т
2 max = Т
2 * 1,4 = 192,3 * 1,4 = 269,22 Н * м
T
3 max = Т
3 * 1,4 = 553,3 * 1,4 = 774,62 Н * м
T
4 max = Т
4 * 1,4 = 1449 * 1,4 = 2028,6 Н * м
T
5 max = Т
5 * 1,4 = 3717 * 1,4 = 5203,8 Н * м
2.3.6. Результати розрахунків, виконаних у подразделе2.3. зведені в таблицю 2.1. Частоти обертання, кутові швидкості, потужності і моменти на валах приводу.
N валу За рис 1.
| n, об / хв
| ω, рад / сек
| Р, кВт
| T, Н * м
| Т max, Н * м
|
1
| 2937
| 307.4
| 20.69
| 67.3
| 94.22
|
2
| 979
| 102.47
| 19.7
| 192.3
| 269.22
|
3
| 326.33
| 34.16
| 18.9
| 553.3
| 774.62
|
4
| 108.8
| 12.56
| 18.2
| 1449
| 2028.6
|
5
| 50
| 4.6
| 17.1
| 3717
| 5203.8
|
3.Расчет клиноремінною передачі. З розділу 2 запозичуємо наступні дані
P
1 = 20,69 кВт
n
1 = 2937 об / хв
i
р = 3
Т
1 = 67,3 Н * м
У залежності від частоти обертання малого шківа та переданої потужності вибираємо по монограмі (2.С.134) клиновий ремінь перерізу А, з площею поперечного перерізу F = 81 мм
2 Визначаємо діаметр меншого шківа d
1 (2.c.l30)
d
1> = 3 * (T
1) 1 / 3 d
1 =
3 * (67300)
1 / 3 = 121,86 мм
за ГОСТом приймаємо d
1 = 125 мм
Визначаємо діаметр більшого шківа d
2 і погодимо з ГОСТ:
d
2 = i
p * d
1 *
(1 - ε) = 3 * 125 * (1 - 0,015) = 369 мм
де ε - коефіцієнт пружного ковзання
за ГОСТом приймаємо d
2 = 400 мм
при цьому фактичне передавальне відношення
i
p = d
2 / (d
1 *
(1 - ε)) = 400 / (125 * (1 - 0,015)) = 3,05
Розбіжність становить (3,05 - 3) / 3 * 100% = 1,6%
що менше допускаються звичайно 3%
Вибираємо міжосьова відстань а
рем а
рем = 600 мм (це не
суперечить умові) (d
1 + d
2) ≤ а
рем ≤ 2,5 (d
1 + d
2) 525 ≤ а
рем ≤ 1312,5
Визначаємо довжину ременя L:
L = 2 * а
рем + (π / 2) * (d
1 + d
2) + (d
2 - d
1) 2 / (4 * а
рем) =
= 2 * 600 + (3,14 / 2) * (125 + 400) + (400 - 125)
2 / (4 * 600) = 2056 мм
З (2.стр.121) L = 2000 мм
Відповідне цій довжині міжосьова відстань
а
рем = 0,25 * ((L - w) + ((L - w)
2 - 2y))
1 / 2 де
w = 0,5 * π * (d
1 + d
2) y = (d
2 - d
1) 2 Після підстановки одержуємо
w = 0,5 * 3,14 * (400 + 125) = 824,25 мм
y = (400 - 125)
2 = 75 625 мм
а
рем = 0,25 * ((2000 - 824,25) + ((2000 - 824,25)
2 -
2 * 75625))
1 / 2 = 596 мм
Знайдемо кут охоплення меншого шківа (2.стр.130)
φ ≈ 180
о - ((d
2 - d
1) / а
рем) * 60
про = 180
о - ((400 - 125) / 596) * 60
про = 152
про окружне зусилля передається одним клиновим ременем перетину Б (інтерполіруя)
Р
0 = 155 + (177 - 155) / 5 * 2 = 159,4 Н
Допустиме окружне зусилля на один ремінь
[Р] = Р
0 * З
α * З
L * З
р З
α = 1 - 0,003 * (180 - φ) = 1 - 0,003 * (180 - 152) = 0,916 (2.стр.135)
Коефіцієнт враховує вплив довжини ременя
З
L = 0,3 * L / L
0 + 0,7 = [L
0 = 1700] = 0,3 * 2000/1700 + 0,7 = 1,05
З
р = 1
[Р] = 159,4 * 0,916 * 1 * 1,05 = 153,3 Н
швидкість v = 0,5 * ω
1 * d
1 = 0,5 * 307,4 * 125 * 0,001 = 19,2 м / с
окружне зусилля
Р = Р
1 / v = 20690/19, 2 = 1077 Н
розрахункова кількість ременів
Z = P / [Р] = 1077/153.3 = 7.02 = 7
Приймемо попередньо напруга від попереднього натягу σ
0 = 1,6 Н / мм
Попереднє натяг кожної галузі ременя обчислюється за формулою (2.стр.136)
S
0 = σ
0 * F = 1,6 * 81 = 130 H
Зусилля діє на вали
Р
ВХ = 2 * S
0 * Z * sin (φ / 2) = 2 * 130 * 7 * sin (152
o / 2) = 1 766 H
1. Завдання на контрольну роботу № 2 На підставі результатів розв'язання задачі попередньої
контрольної роботи расcчитать наступні передачі приводу:
- Расcчитать зубчасту тихохідну циліндричну передачу
- Расcчитать ланцюгову передачу
2. Розрахунок тихохідної циліндричної передачі редуктора. 2.1. Матеріали зубчастих коліс та допустимі напруження. 2.1.1. Для зубчастих коліс призначаємо дешеву вуглецеву якісну конструкційну сталь 45 по ГОСТ 1050-80. Після поліпшення
матеріал коліс повинен
мати нижченаведені механічні властивості, (2, с.34)
Шестерня Колесо
Твердість НВ 230 ... 260 НВ 200 ... 225
Межа текучості σ
Т, не менше 440 МПа 400 МПа
Межа міцності σ
b, не менше 750 МПа 690 МПа
2.1.2. Допустиме контактне напруження при розрахунку зубів і загальному випадку (2, стор.33)
[Σ
н] = σ
н lim в * K
HL / [S
H] (4.1)
де σ
н lim в - межа контактної витривалості при базовому числі циклів, МПа;
До
HL - коефіцієнт довговічності;
[S
H] - коефіцієнт безпеки.
Для сталевих коліс з НВ 350 (2, стор.27)
σ
н lim в = 2НВ + 70 (4.2)
Коефіцієнт довговічності (2, стор.33) До
HL = 1
якщо взяти [S
H] = 1,15 (2.стр.33), то розрахунок за формулами (4.1), (4.2) дає
[Σ
н] 1 = (2НВ + 70) * До
HL / [S
H] = (2 * 230 + 70) * 1 / 1, 15 = 461 МПа (4.3)
[Σ
н] 2 = (2НВ + 70) * До
HL / [S
H] = (2 * 200 + 70) * 1 / 1, 15 = 409 МПа (4.4)
В окремому випадку для косозубих передач допускається контактне напруження при розрахунку на витривалість (2.стр.85)
[Σ
н] = 0,45 * ([σ
н] 1 + [σ
н] 2) (4.5)
при дотриманні умови [σ
н] <1,23 * [σ
н] хвилин де [σ
н] 1 і [σ
н] 2 - відповідно допускаються контактні напруги для шестірні і
колеса обчислені за формулою (4.1).
Розрахунок за формулою (4.5) дає
[Σ
н] = 0,45 * (461 + 409) = 391,5 МПа
[Σ
н] <1,23 * [σ
н] хв = 409 МПа умова виконується
2.1.3. Допустиме контактне напруження при короткочасних перевантаженнях для коліс залежить від
межі текучості σ
т і обчислюється за формулою
[Σ
н] max = 2,8 * σ
т (4.6)
при σ
т = 400 МПа (береться мінімальне значення для колеса)
[Σ
н] max = 2,8 * 400 = 1120 МПа
2.1.4. Допустимі напруги вигину при перевірочному розрахунку зубів на витривалість обчислюються за формулою / 3, с.190 /
[Σ
F] = σ
Flim в * До
FL * K
FC / [S
F] (4.7)
де σ
Flim в - межа витривалості матеріалу зубів при нульовому циклі,
відповідного базового числа циклів;
До
FL - коефіцієнт довговічності при розрахунку зубів на згин;
До
FC - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження на
зуби (у разі реверсивної передачі);
[S
F] - допустимий коефіцієнт безпеки (запасу міцності).
За рекомендаціями (2, стор.43-45) беремо:
для заданих сталей
σ
Flim в 1 = 1,8 * НВ = 1,8 * 230 = 414 МПа
σ
Flim в 2 = 1,8 * НВ = 1,8 * 200 = 360 МПа
при односторонньому навантаженні зубів, До
FC = 1 (привід не реверсивний) [S
F] = 1,75
До
FL = (N
FO / N
FE) 1 / m (4.8)
де m - показник кореня;
N
FO - базове число циклів;
N
FE - еквівалентне число циклів.
Для коліс з твердістю зубів до і більше НВ 350 коефіцієнт m дорівнює відповідно 6 і 9. Для всіх сталей приймається N
FO = 4.10
6. Для обох коліс N
FE має ті ж чисельні значення, що і N
HE (см.п.2.1.2.). Обидва ці значення (для шестерні - 70 * 10
7, для колеса - 21 * 10
7) більше N
FO = 4 * 10
6, тому До
FL = 1 (3, стр.191, 192).
Розрахунок за формулою (4.7) дає відповідно для шестірні і колеса
[Σ
F] 1 = 414 / 1,75 = 236,6 МПа
[Σ
F] 2 = 360 / 1,75 = 205,7 МПа
2.1.5. Допустиме напруження згину при розрахунку зубів на короткочасні перевантаження для сталей з твердістю менше НВ 350
[Σ
н] max = 0,8 * σ
т (4.9)
Розрахунок за цією формулою (см.п.2.1.1.) Дає для шестірні і колеса відповідно
[Σ
F] max 1 = 0.8 * 440 = 352 МПа
[Σ
F] max 2 = 0.8 * 400 = 320 МПа
2.2.Расчет геометричних параметрів швидкохідної зубчастої передачі. Міжосьова відстань передачі з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів (2, стор.32)
а
w = К
а * (u +1) * ((T
4 * K
н b) / ([σ
н] 2 * u
2 * φ
ba)) 1 / 3 (2.10)
де К
а - коефіцієнт, що дорівнює 49,5 і 43 для прямозубих і косозубих коліс відповідно;
u - передавальне число зубчастої пари, u = 3, (передача знижуюча);
Т
4 - момент на колесі / на більшій з коліс /, T
4 = 1449 H * м
К
н b - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця, К
н b = 1,25;
[Σ
н] - допустиме контактне напруження, [σ
н] = 391,05 МПа;
φ
ba - коефіцієнт ширини вінця по міжосьовому відстані, φ
ba = 0,5;
У результаті розрахунок за формулою (2.10) дає
а
w = 43 * (3 +1) * ((1449 * 10
3 * 1,25) / (391,5
2 * 3
2 * 0,5))
1 / 3 = 237 мм
Міжосьова відстань округляємо до
стандартного значення (3, стор.30)
а
w = 224 мм
нормальний модуль (2, стор.36)
m
н = (0,01 ... 0,02) * а
w = (0,01 ... 0,02) * 224 = 3,36 мм
З стандартного ряду модулів (3, стор.30) беремо m
н = 3,5 мм
Призначимо кут нахилу зубів β = 40
о (2, стор.37). Тоді число зубів шестерні
Z
1 = 2 * а
w * cosβ / ((u +1) * m
н) = 2 * 224 * cos40
o / (3 +1) * 3.5 = 24.5
Приймемо Z
1 = 26, тоді число зубів колеса
Z
2 = Z
1 * i (з) = 26 * 3 = 78
Уточнене значення cosβ = (Z
1 + Z
2) * m
н / (2 * а
w) = (26 +78) * 3.5 / (2 * 224) = 0.8125
Звідси β = arccos (0.8125) = 36
o При Z
1 = 26 підрізання зубів виключається, тому що умова неподрезанія (2, стор.38)
Z
хв = 17 * cos
2 β <Z
1 = 18 дотримано, що видно з розрахунку.
Ділильні діаметри шестерні і колеса відповідно
d
1 = (m
н * Z
1) / cosβ = 1.25 * 26/cos36
o = 40 мм
d
2 = (m
н * Z
2) / cosβ = 1.25 * 78/cos36
o = 144 мм
Діаметри вершин зубів
d
a 1 = d
1 +2 m
н = 40 +2 * 3.5 = 47 мм
d
a 2 = d
2 +2 m
н = 144 +2 * 3,5 = 151 мм
ширина
колеса (беремо колесо як нераздвоенное) b ≤ φ
ba * a
w = 0.5 * 224 = 112 мм.
Приймемо b = 110
Приймаються ширину кожного колеса b
2 = 55
Шестерні візьмемо ширше коліс на 4 мм
b
1 = b
2 +4 = 55 +4 = 59 мм
2.3. Перевірочний розрахунок міцності зубів швидкохідної передачі. 2.3.1. Розрахункове контактна вбрані (2, стор.31) σ
н = 270 / a
w * (Т * К
н * (u +1)
3 / (b * u
2)) 1 / 2 ≤ [σ
н] (2.11)
де К
н - коефіцієнт навантаження;
b - ширина колеса (нераздвоенного);
Окружна швидкість коліс
v
δ = ω
3 * d
1 / (2 * 10
3) = 34.16 * 40/2000 = 0.68 м / с
При такій швидкості призначаємо восьму ступінь точності (2, стор.32)
Коефіцієнт навантаження (2, стор.32) при перевірочному розрахунку на контактну міцність
К
н = К
нα * До
нβ * К
н v (2.12)
де К
нα - коеф., що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами;
До
нβ - коеф., Що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині зуба (по ширині вінця);
К
н v - коеф., Що враховує додаткові динамічні навантаження.
За рекомендацією (2, стор.39, 40) призначаємо:
До
нα = 1,07 при восьмому ступені точності До
нβ = 1,06
твердості зубів менше НВ 350; К
н v = 1 v <5м / с і 8 ступеня точності
За формулою (2.12)
К
н = К
нα * До
нβ * К
н v = 1,07 * 1,06 * 1 = 1,136
Ширину колеса (нераздвоенного) беремо до уваги мінімальну, тобто b = 110 мм
Момент на колесі Т
4 = 1449 Н * м розрахунок за формулою (2.11) дає
σ
н = 270/224 * (1449 * 10
3 * 1,136 *
(3 +1)
3 / (110 *
3 2)) 1 /
2 = 372,4 МПа
що менше допустимого напруги [σ
н] = 391,5 МПа
2.3.2.
Розрахунок зубів на контактну міцність за формулою (2.11) при короткочасних перевантаженнях моментом T4max = 2028.6 Н * м дає
σ
н = 270/224 * (2028,6 * 10
3 * 1,136 *
(3 +1)
3 / (110 *
3 2)) 1 /
2 = 1035 МПа
що менше допустимого [σ
н] = 1120 МПа
2.3.3.Напряженія вигину зубів циліндричних коліс при перевірочному розрахунку на витривалість обчислюються за формулою (2, стор.46)
σ
F = F
t * K
F * Y
F * Y
β * K
Fα / (b * m
н) <[σ
F] (2.13)
F
t - окружна сила, Н;
K
F - коеф. навантаження;
Y
F - коеф. форми зуба;
Y
β - коеф., Компенсуючий похибки, що виникають із-за застосування для косих зубів тією ж
розрахунковою схеми, що і для прямих;
K
Fα - коеф., Що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами;
b - ширина колеса, що знаходиться в зачепленні (мінімальна), мм;
m
н - модуль нормальний, мм.
У зачепленні коліс (роздвоєного колеса) тихохідної передачі діють наступні сили (2, стор.158)
окружна F
t = T
3 * 2 / d
1 = 2 * 553.3 * 10
3 / 40 = 27665 H
радіальна F
r = F
t * tg α / cos β = 27665 * tg20
o / cos36
o = 12447 H
осьова F
a = F
t * tg β = 27665 * tg36
o = 20098 H
Коефіцієнт навантаження (2, стор.42)
K
F = K
Fβ * K
Fv (2.14)
де K
Fβ - коеф., що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині зубів;
K
Fv - коеф., Що враховує додаткові динамічні навантаження (коеф.дінамічності).
Приймемо K
Fβ = 1,11 (2, стор.43) з урахуванням, що твердість колеса менше НВ 350,.
Призначимо K
Fv = 1,1, враховуючи додатково, що окружна швидкість v = 0,8 м / с, а ступінь точності прийнята восьма.
Тоді за формулою (2.14)
K
F = 1,11 * 1,1 = 1,23
Без розрахунків, керуючись тільки рекомендацією (2, стор.46), візьмемо K
Fα = 0,92
коефіцієнт Y
β - визначимо за формулою (2, стор.46)
Y
β = 1-β/140 = 1-36
про / 140 = 0,74
β - обчислений вже раніше кут нахилу зубів
Y
F - коеф. форми зуба залежить від еквівалентного числа зубів (2, стор.46), що становить
для шестерні Z
v 1 = Z
1 / cos
3 β = 26/cos
березня 1936 = 49
для колеса Z
v 2 = Z
2 / cos
3 β = 78/cos
березня 1936 = 145
Для еквівалентних чисел зубів відповідно шестерні і колеса знаходимо (2, стор.42)
Y
F 1 = 3,7 Y
F 2 = 3,6
Підстановка підготовлених чисельних значень у формулу (2.13) дає для шестірні й колеса відповідно
σ
F 1 = 27665 * 1,23 * 3,7 * 0,74 * 0,92 / (224 * 3,5) = 109 МПа
σ
F 2 = 27665 * 1,23 * 3,6 * 0,74 * 0,92 / (224 * 3,5) = 106 МПа
Це значно менше обчислених допустимих напружень
[Σ
F] 1 = 236,6 МПа
[Σ
F] 2 = 205,7 МПа
Напруження згину при короткочасних перевантаженнях обчислюються також за формулою (2.13), куди замість окружної сили розрахованої для довгостроково переданої потужності, слід
підставити окружну силу при короткочасних перевантаженнях
F
t max = T
3 max / d
1 = 774.62 * 10
3 / 40 = 19365 H
Після підстановки у формулу (2.13) отримуємо при перевантаженнях відповідно для шестірні і колеса напруги вигину
σ
Fmax 1 = 19365 * 1,23 * 3,7 * 0,74 * 0,92 / (224 * 3,5) = 76 МПа
σ
Fmax 2 = 19365 * 1,23 * 3,6 * 0,74 * 0,92 / (224 * 3,5) = 74 МПа
Ці напруги значно менше обчислених допустимих напружень
[Σ
F] max 1 = 352 МПа
[Σ
F] max 2 = 320 МПа
2.3.5.
Геометричні параметри коліс тихохідної зубчастої передачі, обгрунтовані в результаті розрахунків, зведені в таблицю.
Параметри
| Шестерня
| Колесо
|
Міжосьова відстань, мм
| 224
|
Нормальний модуль, мм
| 3.5
| 3.5
|
Кут нахилу зубів, град.
| 36
| 36
|
Кількість зубів
| 26
| 78
|
Напрямок зубів
| ліве
| праве
|
Ділильні діаметри, мм
| 40
| 144
|
Діаметри вершин зубів, мм
| 47
| 151
|
Ширина вінців коліс, мм
| 59
| 55
|
Розрахунок ланцюгової передачі.
Вибираємо для передачі ланцюг приводну роликову ПР за ГОСТ 13568-75
Числа зубів (3, стор.84)
Z
1 = 31-2 * I = 31-2 * 2.72 = 26
Z
2 = Z
1 * I = 26 * 2.72 = 71
Допустиме середній тиск приймемо орієнтовно по табл. 5.15 (3, стор.85)
[Р] = 37 Н / мм
2, щоб обчислити До
е. за формулою приймаємо k
д = 1,25; k
a = 1; k
н = 1;
k
p = 1.25; k
cm = 1.5; k
п = 1
отримаємо
До
е = 1,25
2 * 1,5 = 2,33
число рядів m = 1
Отже
t = 2.8 * ((T
4 * До
е / (Z
1 * [р] * m)
1 / 3 = 2.8 * (1449 * 1000 * 2.33 / (26 * 46))
1 / 3 = 39.5 мм
Найближче
стандартне значення за
таблицею 5.12 (3, стр.82) t = 38.1 мм
відповідно F = 473 мм
2; Q = 12700 кгс; q = 5,5 кг / м.
За табл. 5.14 (3, стор.84) умова [n
4] ≥ n
4 виконано
Умовне позначення ланцюга: Ланцюг-ПР-19.05-3180 ГОСТ 13568-75
Визначимо швидкість ланцюга
V = z
1 * t * n
4 / 60000 = 26 * 38.1 * 108.8/60000 = 1.8 м / с
Окружне зусилля
Р = Р
4 / V = 18,2 * 1000 / 1,8 = 8402 Н
Перевіряємо середній тиск
р = Р * К
е / F = 8402 * 2,33 / 473 = 37,83
Уточнюємо за табл. 5.15 (3, стор.85) при 55 об / хв [р] = 36,4 Н / мм
2 (отримано
інтерполяцією) множачи згідно з приміткою наеденное значення на поправочний множник До
z = 1 +0,01 (z
1 -17) отримаємо
[Р] = 36,8 * (1 +0,01 (26-17)) = 40,11 Н / мм
2 Таким чином р <[р], отже обрана ланцюг за умовою надійності і зносостійкості підходить.
Виконаємо
геометричний розрахунок передачі:
приймаємо міжосьова відстань
а = 40 * t; a
t = a / e = 40
Для визначення числа ланок L
t знаходимо попередньо сумарне число зубів
Z = Z
1 + Z
2 = 26 +71 = 97
Поправку Δ = (Z
2-Z 1) / (2 * π) = (71-26) / (2 * 3.14) = 7.16
За формулою (3, стор.84)
L
t = 2 * a
t +0.5 * Z + Δ
2 / a
t =
2 * 40 +0.5 * 97 +7.16 2 / 40 = 129.8
Уточнюємо міжосьова відстань по формулі (3, стор.84)
а = 0.25 * t * [L
t -0.5 * Z + ((L
t -0.5 * Z)
2 -8 * Δ
2)] 1 / 2 =
= 0.25 * 38.1 * [129.8-0.5 * 97 + ((129.8-0.5 * 97)
2 -8 * 7.16
2)] 1 / 2 = 1016 мм
Для забезпечення вільного провисання ланцюга слід передбачити зменшення а на 0,4%, тобто на 1016 * 0,004 = 4 мм
Ділильний діаметр меншою зірочки за формулою (3, стр.82)
d
д 1 = t / (sin180 / Z
1) = 38.1 / (sin (180/26)) = 316 мм
більшої зірочки
d
д2 = t / (sin180 / Z
2) = 38.1 / (sin (180/71)) = 861 мм
зовнішні діаметри за формулою (3, стор.84)
De
1 = t / (sin180 / Z
1) +1.1 * d
1 = 38.1 / (sin (180/26)) +1.1 * 22.23 = 339 мм
тут d
1 - діаметр ролика за табл. 5.12 (3, стр.82) d
1 = 22,23
De
2 = t / (sin180 / Z
2) +0,96 * t = 38.1 / (sin (180/71)) +0.96 * 38.1 = 896 мм
сили діють на ланцюг
окружна Р = 8402 Н
відцентрова Рv = q * v
2 = 5.5 * 1.8
2 = 17.82 H
від провисання Pf = 9.819 * kf * q * a = 9.81 * 1.5 * 5.5 * 1.013 = 82 H
тут kf = 1,5 при розташуванні ланцюги під кутом 45
про розрахункове навантаження на вали
Рв = Р +2 * Pf = 8402 +2 * 82 = 8566 H
перевіряємо коеф. запасу міцності по формулі (3, стор.86)
n = 9.81 * Q / (P + Pv + Pf) = 9.81 * 12700 / (8402 +17.82 +82) = 14.65
що значно більше нормативного [n] = 10. Отже, умова міцності вибраного ланцюга також задовільно.
Список літератури. 1. Завдання до
розрахункових і
контрольних робіт з теорії механізмів і машин Ухта
2003 р .
2. С.А. Чернавський та ін "КУРСОВЕ ПРОЕКТУВАННЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН"
Москва. "Машинобудування", 2-е вид. Перероблене і дополненное.1988г.
З. С.А. Чернавський та ін "КУРСОВЕ ПРОЕКТУВАННЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН", Москва. "Машинобудування" 1979р.
4. П.Г. Гузенко. "Деталі машин" видання третє. Москва "вища школа", 1982р.