Кінематичний і силовий розрахунок привода

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

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
6
4
10
3
9
7
1
8
2
5
P 5, n 5

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)
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
н] 1 = (2НВ + 70) * До HL / [S H] = (2 * 230 + 70) * 1 / 1, 15 = 461 МПа (4.3)
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)
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
н] = 0,45 * (461 + 409) = 391,5 МПа
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
н] max = 2,8 * σ т (4.6)
при σ т = 400 МПа (береться мінімальне значення для колеса)
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 /
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
F] 1 = 414 / 1,75 = 236,6 МПа
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
н] max = 0,8 * σ т (4.9)
Розрахунок за цією формулою (см.п.2.1.1.) Дає для шестірні і колеса відповідно
F] max 1 = 0.8 * 440 = 352 МПа
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;
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 / (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 - 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 * K Fv (2.14)
де K - коеф., що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині зубів;
K Fv - коеф., Що враховує додаткові динамічні навантаження (коеф.дінамічності).
Приймемо K = 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 = 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
F] 1 = 236,6 МПа
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
F] max 1 = 352 МПа
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.
Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Контрольна робота
70.2кб. | скачати


Схожі роботи:
Кінематичний і силовий розрахунок механізму
Кінематичний і силовий розрахунок механізму 2
Кінематичний і силовий аналіз важільного механізму
Кінематичний і силовий аналіз механізмів голки і нітепрітягівателя універсальної швейної машини
Кінематичний розрахунок приводу стрічкового конвеєра і розрахунок черв`ячної передачі
Розрахунок коробки швидкостей металорізальних верстатів Кінематичний розрахунок
Силовий розрахунок важільного механізму
Кінематичний розрахунок приводу
Енергетичний і кінематичний розрахунок приводу
© Усі права захищені
написати до нас