Детали машин

БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Детали машин

Детали машин

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

Курганский государственный университет

Кафедра «Детали машин»

КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА

Задание 6 Вариант 1

Дисциплина «Детали машин»

Студент /Орлов Е.С./

Группа ТС-2638с

Специальность_________________

Руководитель __________________/Крохмаль Н.Н./

Комиссия __________________/_____________/

__________________/_____________/

Дата защиты _________

Оценка _________

Курган, 2009

• Содержание
• Задача №4
• Задача №5
• Задача №6
• Приложение
• Литература
• Задача №4

Рассчитать клиноременную передачу. Мощность на ведущем валу Р1=10кВт, угловые скорости шкивов щ1=77 с-1 и щ2=20 с-1, режим работы - спокойный, угол наклона линии центров к горизонту 30?. Режим работы - трехсменный, нагрузка - спокойная.

4.1. Передаточное число.

u= щ1/щ2=77/20=3,85.

4.2. Выбор сечения ремня.

По табл. 55 стр.87 /2/ выберем сечение D.

По табл. 56 и 57 стр.88 /2/ выбираем его характеристики:

Wp=27 мм, W=32 мм, А=1,38 мм2, Т=19 мм, dplmin=315 мм, Lp=3150-15000 мм, mпм=0,6 кг/м.

4.3 Диаметры шкивов.

dp1=1,1*dplmin=1,1*315=346,5 мм.

Примем по табл. 58 стр.89 /2/ dp1=355 мм.

dp2=u*dp1=3,85*355=1367 мм. Примем по табл. 58 стр.89 /2/ dp2=1370 мм.

4.4 Уточнение передаточного отношения с учетом относительного скольжения

ж=0,01.

uф= dp2/[dp1*(1-ж)]= 1370/[355*(1-0,01)]=3,9.

4.5 Оценка ошибки передаточного отношения.

(u-uф/u)*100%=(3,85-3,9/3,85)*100%=1,3%<5%.

4.6 Межосевое расстояние.

amin=0,55*(dp1+dp2)+T=0,55*(dp1+dp2)+T=0,55*(355+1370)+19=968 мм.

amax=dp1+dp2=355+1370=1725 мм.

Примем а=1000 мм.

4.7 Расчетная длина ремня.

Lp=2*a+р*(dp1+dp2)/2+(dp2-dp1)2/4a==2*1000+р*(355+1370)/2+(1370-355)2/4*1000=4967 мм.

Примем Lp=5000 мм.

4.8 Уточненное межосевое расстояние.

а=0,25*{(Lp-x)+[(Lp-x)2-2y]0,5}=0,25*{(5000-2710)+[(5000-2710)2-2*1030225]0,5}=1019 мм.

Здесь x= р*(dp1+dp2)/2= р*(355+1370)/2=2710; y=(dp2-dp1)2=(1370-355)2=1030225.

Примем а= 1020 мм.

4.9 Угол обхвата.

б1=180?-57?*(dp2-dp1)/a=180?-57?*(1370-355)/1020=123,3?.

4.10 Коэффициенты для определения расчетной мощности:

коэффициент длины ремня по табл. 59 стр.91 /2/: СL=0,98;

коэффициент режима работы по табл. 60 стр.92 /2/: Сp=1,4;

коэффициент угла обхвата по табл. 61 стр.92 /2/: Сб=0,82;

коэффициент числа ремней по табл. 62 стр.92 /2/: Сz=0,95.

4.11 Расчетная мощность передаваемая одним ремнем.

Рр=Ро* СL*Сp/ Сб=8,29*0,98*1,4/0,9=12,6 кВт.

Здесь Ро = 8,29 кВт - номинальная мощность по табл. 55 стр.87 /2/.

4.12 Число ремней.

Z=Р1/(Рр*Сz)=18/(12,6*0,95)=1,5. Примем Z=2.

4.13 Скорость ремня.

V= щ1*dр1/2000=77*355/2000=13,7 м/с.

4.14 Сила предварительного напряжения ветви ремня.

F0=850*Р1*Ср*СL/(Z*V*Cб)+и*V2,

где и - коэффициент, учитывающий центробежную силу по табл. 59 стр.91 /2/ примем и=0,6.

F0=850*18*1,4*0,98/(2*13,7*0,82)+0,6*13,72= 1050 Н = 1,05 кН.

4.15 Окружная сила

Ft=P1*1000/V=18*1000/13,7=1300 Н=1,3 кН.

4.16 Максимальное напряжение в ремне

уmax=уp+ун,

где уp= F0/А+Ft/(2*Z*A)+с*V2/1000000==1050/4,76+1300/(2*2*4,76)+ 1200*13,72/1000000=3 МПа.

Здесь с=1200 кг/м2.

ун=2*(Ен*У)/ dр1=2*678/355=4 МПа.

Здесь произведение (Ен*У)=678 для ремня сечения В.

уmax=3+4=7 МПа.

4.17 Сила, действующая на валы.

Fв=2* F0*Z*sin(б1/2)= 2*1,05*1*sin(123,/2)=1,8 кН.

4.18 Рабочий ресурс передачи.

Lh=Nоц*Lp/(60*р*d1*n1)*(у-1/уmax)*Cu,

где Nоц - цисло циклов, выдерживаемое ремнем по стандарту, по табл. 63 стр.92 /2/ Nоц=4,7*106;

у-1=9 МПа - предел выносливости материала ремня;

Cu=1,5*(u)1/3-0,5=1,5*(3,85)1/3-0,5=1,9 - коэффициент учитывающий передаточное отношение.

Lh=4,7*106*5000/(60*р*355*735)*(9/7)*1,9=614 ч.

Здесь n1=30* щ1/р=30*77/ р=735 об./мин. - частота вращения ведущего шкива.

Задача №5

Рассчитать червячную передачу ручной тали. Вес поднимаемого груза F=15 кН, усилие рабочего на тяговую цепь Fр=150 Н, диаметр тягового колеса Dтк=300 мм, диаметр звездочки Dз=120 мм, срок службы редуктора th=18000 ч. Режим работы - кратковременный.

2. Расчет червячной передачи

Задача №6

По данным задачи №5 рассчитать вал червячного колеса редуктора и подобрать для него по ГОСТу подшипники качения. Расстоянием между подшипниками задаться.

1. Проектный расчет.

Ориентировочный расчет вала проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям ([ф]кр=20 Мпа).

Диаметр свободного конца вала:

dс=(Т/0,2[ф]кр)1/3=(4202*1000/0,2*20)1/3=102 мм. Примем dс=100 мм.

Диаметр вала под подшипниками примем dп=110 мм.

Диаметр вала под колесом примем dк=115 мм.

Диаметр буртика вала примем dб=120 мм.

2. Проверочный расчет.

Усилия, действующие на вал:

Ft=13 кН, Fr=4,8 кН, Fа=2,1 кН, F=15 кН, Т=4202 кН*мм,

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому.

Определим реакции опор (см. рисунок 1).

Реакции опоры А:

RAx*300- Ft*150=0;

RAx=Ft/2=13/2=6,5 кН;

RAy*300- Fr*150+ Fа1*d/2- F*200=0;

RAy=(Fr*150-Fа1*d/2+ F*200)/300=(4,8*150- 2,1*640/2+15*200)/300=10,2 кН;

Реакции опоры В:

RВx*300- Ft*150=0;

RВx=Ft/2=13/2=6,5 кН;

RВy*300- F*500+Fr*150+ Fа1*d/2=0;

RВy=(F*500-Fr*150-Fа1*d/2)/300=(15*500-4,8*150-2,1*640/2)/300=20,5 кН;

Рисунок 1. Расчетная схема вала

Проверка:

УХ=0; Ft- RAx-RВx =0; 13-6,5-6,5=0;

УY=0; Fr- RAy + RВy- Fм =0; 4,8-10,2+20,5-15=0;

Условия равновесия выполняются, следовательно расчет реакций выполнен верно.

Определим суммарный изгибающий момент в месте посадки зубчатого колеса и в сечении посадки подшипника В.

Мс=(Мх2+Му2)1/2,

Где Мх и Му - изгибающие моменты в плоскостях х и у.

Мхчк= RАх *100=6,5*150=975 кН*мм;

Мучк= RАу *100=10,2*150=1530 кН*мм.

Мсчк=(9752+15302)1/2=1814 кН*мм.

МхВ= 0;

МуВ= F *200=15*200=3000 кН*мм.

МсВ=(30002+02)1/2=3000 кН*мм.

Опасным является сечение посадки подшипника В, т.к. в нем изгибающий момент имеет большее значение, а диаметр - меньшее

где W - осевой момент сопротивления сечения.

Осевой момент сопротивления опасного сечения:

W= р*d3/32=р*1103/32=113650 мм3.

Полярный момент сопротивления в опасном сечения:

Wк= р*d3/16= р*1103/16=227300 мм3.

Амплитуда нормальных напряжений в опасном сечении:

уб=Мс/W=3000000/113650=26,4 МПа.

Условие прочности:

n=((1/nу)2+(1/nф)2)-0,5>[n],

где nу и nф - запасы прочности вала по нормальным и касательным напряжениям;

[n]=1,75 - допускаемый запас прочности.

nу =у-1/(ку*уб*еу-1+шу*уm),

где у-1=0,43*ув - предел выносливости материала вала по нормальным напряжениям при симметричном цикле (см. табл.1 стр.79 /4/).

у-1=0,43*800=344 МПа.

ку=1,8 - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

еу-1=0,82 - коэффициент, учитывающий диаметр вала;

шу=0,2 - коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей;

уm=Fa/(р*d2/2)=2100/(р*1052/2)=0,1 МПа - среднее значение напряжений, при нагружении вала осевой силы.

nу =344/(1,8*26,4*0,82+0,2*0,1)=8,8.

nф=ф-1/(кф*фб*еф-1+шф*фm),

где ф-1=0,6*у-1=0,6*344=206,4 МПа - предел выносливости материала вала по касательным напряжениям при симметричном цикле;

кф=1,7 - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

фб=0,5*Т2/Wк=0,5*4202000/227300 = 9,2 МПа - амплитудное значение напряжений;

еф-1=0,7 - коэффициент, учитывающий диаметр вала;

шф=0,1 - коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей;

уm=0,1 МПа.

nф=206,4/(1,7*9,2*0,7+0,1*0,1)=18,8.

n=((1/8,8)2+(1/18,8)2)-0,5=8>[n]=1,75.

Условие прочности выполняется, следовательно, вал прочен.

3. Расчет подшипников качения редуктора

На валу редуктора использованы конические роликоподшипники легкой серии 7226А ГОСТ 27365-87. Динамическая грузоподъёмность подшипников С=660 кН, статистическая грузоподъёмность С0=600 кН, е=0,435 (см. табл. 18.33 стр. 319 /1/).

Определим суммарные радиальные реакции опор:

RА=(RАх2+RАy2)0,5=(6,52+10,22)0,5=12,1 кН.

RВ=(RВх2+RВy2)0,5=(6,52+20,52)0,5=21,5 кН.

Эквивалентная нагрузка:

Рэкв=(V*X*R+Y*A)*Кб*Кт,

где Х=1 - коэффициент, учитывающий влияние радиальной силы (выбран по соотношению Fa/[V*R]=2,1/[1*12,1]=0,17<е=0,435);

Y=0 - коэффициент, учитывающий влияние осевой силы;

V=1 - коэффициент, учитывающий, какое колесо вращается;

А - осевая нагрузка.

АВ= 0,83*е*RВ=0,83*0,435*21,5=7,8 кН.

АА= АВ + Fa =7,8+2,1=9,9 кН.

Кб=1 - коэффициент безопасности;

Кт=1 - температурный коэффициент.

РэквА=(1*1*8,6+0*9,9)*1*1=8,6 кН.

РэквВ=(1*1*3,8+0*7,8)*1*1=3,8 кН.

Проверим подшипник А как наиболее нагруженный на долговечность.

Долговечность подшипников:

L=(С/Рэкв)m,

где m=10/3 показатель долговечности подшипников (для шарикоподшипников).

L=(660/8,6)10/3=2*106 млн. об.

Долговечность подшипника в часах:

Lh=106*L/60*n=106*2*106/60*5=6,7*109 ч.

Долговечность подшипников более 5000 часов, следовательно подшипники удовлетворяют условию долговечности.

Литература

1. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. техникумов. - М.: Высш. шк., 1984. - 336 с., ил.

2. Ратманов Э.В. Расчет механических передач: Учебное пособие. - Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та, 2007. - 115 с.

3. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов: Учеб. пособие. - 2-е изд., перераб. и доп. - К.: Выща шк. 1990. - 151 с.: ил.

4. Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. Минск, «Вышэйш. школа», 1974. 592 с, с ил.