Реферат: 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./

ГруппаТС-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 ω1 =77 с-1 и ω2 =20 с-1, режим работы – спокойный, угол наклона линии центров к горизонту 30▫. Режим работы – трехсменный, нагрузка -спокойная.

4.1. Передаточное число.

u= ω1 /ω2 =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

ζ=0,01.

uф = dp2 /[dp1 *(1-ζ)]= 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+π*(dp1 +dp2 )/2+(dp2 -dp1 )2 /4a==2*1000+π*(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= π*(dp1 +dp2 )/2= π*(355+1370)/2=2710; y=(dp2 -dp1 )2 =(1370-355)2 =1030225.

Примема= 1020 мм.

4.9 Угол обхвата.

α1 =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/: Сα =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 / Сα =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= ω1 *dр1 /2000=77*355/2000=13,7 м/с.

4.14 Сила предварительного напряжения ветви ремня.

F0=850*Р1 *Ср *СL /(Z*V*Cα )+θ*V2 ,

где θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу по табл. 59 стр.91 /2/ примем θ=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

σmax =σp +σн ,

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

Здесь ρ=1200 кг/м2 .

σн =2*(Ен *У)/dр1 =2*678/355=4 МПа.

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

σmax =3+4=7 МПа.

4.17 Сила, действующая на валы.

Fв =2* F0*Z*sin(α1 /2)= 2*1,05*1*sin(123,/2)=1,8 кН.

4.18 Рабочий ресурс передачи.

Lh =Nоц *Lp /(60*π*d1 *n1 )*(σ-1 /σmax )*Cu ,

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

σ-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*π*355*735)*(9/7)*1,9=614 ч.

Здесь n1 =30* ω1 /π=30*77/ π=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.

1. Кинематический расчет редуктора. 1.1. Определение общего КПД редуктора.

η=ηч * ηпm,

где ηч – КПД червячной передачи (ηч =0,7…0,8, примем ηч =0,7);

ηп – КПД одной пары подшипников качения (ηп =0,99…0,995, примем ηз =0,99);

m – число пар подшипников качения (m=2).

ηоб =0,7*0,992 =0,69.

1.2. Определение частот вращения валов n1 =60000* Vр /(π*Dз )= 60000* 1/(π*120)=159 об./мин.

Здесь Vр – скорость движения груза. Примем Vр =1 м/с.

n2 = n1 /u=159/32=5 об./мин.

Здесь u – передаточное отношение червячной передачи. Примем u=32.

Скорость движения груза Vг =π*Dтк *n2 /60000= π*300*5/60000=0,1 м/с.

1.3. Мощности на валах.

Р2 = F * Vг =15*0,1=1,5 кВт.

Р1 = Р2 /η =1,5/0,69=2,2 Вт.

1.5. Определение крутящих моментов на валах.

Т1 =9550*Р1 /n1 =9550*1,5/159=90 Н*м.

Т2 =9550*Р2 /n2 =9550*2,2/5=4202 Н*м.

2. Расчет червячной передачи

2.1. Исходные данные для расчета.

a) Крутящий момент на валу червячного колеса Т2 =4202 Н*м;

b) Передаточное число u=32;

c)частота вращения червяка n1 =159 об./мин.

2.2. Определение числа витков червяка и числа зубьев червячного колеса.

Выберем из табл.25 стр.50 /2/: Z1 =1. Z2 = u*Z1 =32*1=32.

2.3. Выбор материала.

Определим ожидаемую скорость скольжения

VIS =4,5*n1 *Т21/3 /104 =4,5*159*42021/3 /104 =1,2 м/с.

С учетом скорости скольжения выбираем из табл.26 стр.51 /2/:

для червяка – сталь 45, термообработка – улучшение НВ350;

для червячного колеса – чугун СЧ15, предел прочности σв =315 МПа.

2.4. Выбор допускаемых напряжений

Выбираем из табл.27 стр.52 /2/: [σH ]2 =110 Мпа.

2.5. Определение предварительного значения коэффициента диаметра.

qI =0,25*Z2 =0,25*32=8.

2.6. Определение ориентировочного межосевого расстояния.

aIw =610*(Т2 *Кβ *КV /[σН ]22 )1/3 ,

где Кβ – коэффициент неравномерности нагрузки,

КV – коэффициент динамической нагрузки.

Для предварительного расчета примем Кβ *КV =1,4.

aIw =610*(4202*1,4/1102 )1/3 =480 мм.

2.7. Предварительное значение модуля.

mI =2*aI /(Z2 +qI )=2*480/(32+8)=24 мм.

Выбираем из табл.28 стр.53 /2/: m=20 мм, q=8.

2.8. Межосевое расстояние.

а=m*(Z2 +q)/2=20*(32+8)/2=400 мм.

Примем аw =400 мм.

2.9. Коэффициент смещения X=аw /m-0,5*(Z2 +q)=400/20-0,5*(32+8)=0.

2.10. Отклонение передаточного числа.

Δu=|(u-Z2 /Z1 )/u|*100%=|(32-32/1)/32|*100%=0 < 5%.

2.11. Проверочный расчет по контактным напряжениям.

2.11.1. Угол подъема витка червяка.

γ=arctg(Z1 /q)= arctg(1/8)=7,1о .

2.11.2. Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления.

VS =π*d1 *n1 /(60000*cosγ),

где d1 =m*q=20*8=160 мм.

VS =π*160*159/(60000*cos7,1)=1,3 м/с.

2.11.3. Коэффициент динамической нагрузки.

Выбираем из табл.29 стр.54 /2/: KV =1 для степени точности 7.

2.11.4. Коэффициент неравномерности нагрузки.

Кβ =1+(Z2 /θ)3 *(1-X),

где θ=72 – коэффициент деформации червяка, выбранный из табл.30 стр.55 /2/;

X – коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки (для постоянной нагрузки). X=0.

Кβ =1+(32/72)3 *(1-0,66)=1,03.

2.11.5. Расчетные контактные напряжения.

σН2 =5300*[{Z2 /(q+2*X)/aw }3 *Kβ *KV *T2 ]0,5 /[Z2 /(q+2*X)]=

=5300*[{32/(8+2*0)/400}3 *1,03*1*4202]0,5 /[32/(8+2*0)]=87 Мпа<[σH ]2 =110 Мпа.

2.12… Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

2.12.1. Эквивалентное число зубьев колеса

ZV2 =Z2 /cos3 γ = 32/cos3 7,1=33.

2.12.2. Коэффициент формы зуба.

Выбираем из табл.31 стр.55 /2/: YF2 =1,71.

2.12.3. Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса.

σF2 =1,5*T2 * YF2 * KV * Кβ * cosγ*1000/(q*m3 *Z2 )< [σF ],

[σF ] – допускаемые напряжения изгиба.

[σF ]=0,08*σв =0,08*315=25 Мпа.

σF2 =1,5*1019*1,71*1*1,03*cos7,1*1000/(8*203 *32)=8,2 Мпа<[σF ]=25 Мпа.

2.13. Геометрический расчет передачи.

Диаметры делительных окружностей:

червяка – d1 =m*q=20*8=160 мм,

колеса – d2 =m*Z2 =20*32=640 мм.

Диаметры окружностей вершин:

червяка – dа1 = d1 +2*m=160+2*20=200 мм,

колеса – dа2 = d2 +2*m=640+2*20=680 мм.

Высота головки витков червяка: hf1 =1,2*m=1,2*20=24 мм.

Диаметры окружностей впадин:

червяка – df1 =d1 -2*hf1 =160-2*24=112 ,

колеса – df2 =d2 -2*m*(1,2+X)=640-2*20*(1,2+0)=592 мм.

Наибольший диаметр червячного колеса:

daW =da2 +6*m/(Z1 +2)= 680+6*20/(2+2)=710 мм.

Ширина венца червячного колеса: b2 =0,75*da1 =0,75*200=150 мм.

Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса:

R=0,5*d1 -m=0,5*160-20=60 мм.

Проверка межосевого расстояния:

aw =0,5*m*(q+Z2 +2*X)=0,5*20*(8+32+2*0)=400 мм.

Длина нарезанной части червяка:

b1 =(11+0,06*Z2 )*m=(11+0,06*32)*20=258,4 мм. Примем b1 =260 мм.

2.14. Данные для контроля взаимного положения разноименных профилей червяка.

Делительная толщина по хорде витка:

Sa1 =0,5*π*m* cosγ=0,5*π*20*cos7,1=31,2 мм.

Высота до хорды витка:

ha1 =m+0,5* Sa1 *tg[0,5*arcsin (Sa1 *sin2 γ/d1 )]=

=20+0,5* 31,2*tg[0,5*arcsin (31,2*sin2 7,1/160)]=20,02 мм.

2.15. Усилия в зацеплении червячной передачи.

2.15.1. Окружная сила червячного колеса и осевая сила червяка

Ft2 =Fa1 =2*T2 /d2 =2*4202*1000/640=13 *1000 Н*м=13 Н*мм.

2.15.2. Окружная сила червяка и осевая сила червячного колеса

Ft1 =Fa2 = Ft2 *tg(γ+ρ)= 13*tg(7,1+2,2)=2,1*1000 Н*м=2,1 Н*мм.

Здесь ρ – угол трения. Выбираем из табл.34 стр.59 /2/ ρ=2,2.

2.15.3. Радиальные силы червячного колеса и червяка

Fr2 =Fr1 =0,37* Ft2 =0,37*13=4,8 *1000 Н*м=4,8 Н*мм.

2.16. Тепловой расчет червячной передачи.

Для открытых ручных червячных передач тепловой расчет не требуется.

2.17. Расчет червяка на жесткость.

Стрела прогиба и условие достаточной жесткости:

f=L3 *(Ft12 +Fr12 )0,5 /(48*E*Iпр )<[f],

где L – расстояние между серединами опор червяка,

L=(0,9…1,0)*d2 =(0,9…1,0)*640=(576…640) мм, примем L=640 мм;

E – модуль упругости стали, Е=2,1*105 Мпа,

Iпр – приведенный момент инерции сечения червяка,

Iпр =π*df14 *(0,375+0,625*da1 /df1 )/64=

=π*1124 *(0,375+0,625*200/112)/64=11,5*106 мм4 ;

[f] – допустимая стрела прогиба, [f]=m/200=20/200=0,1 мм.

f=6403 *(130002 +48002 )0,5 /(48*2,1*105 *11,5*106 )=0,03 мм<[f]=0,1 мм.

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 ([τ]кр =20 Мпа).

Диаметр свободного конца вала:

dс =(Т/0,2[τ]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:

ΣХ=0; Ft — RAx -RВx =0; 13-6,5-6,5=0;

ΣY=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= π*d3 /32=π*1103 /32=113650 мм3 .

Полярный момент сопротивления в опасном сечения:

Wк = π*d3 /16= π*1103 /16=227300 мм3 .

Амплитуда нормальных напряжений в опасном сечении:

σα =Мс /W=3000000/113650=26,4 МПа.

Условие прочности:

n=((1/nσ )2 +(1/nτ )2 )-0,5 >[n],

где nσ и nτ – запасы прочности вала по нормальным и касательным напряжениям;

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

nσ =σ-1 /(кσ *σα *εσ-1 +ψσ *σm ),

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

σ-1 =0,43*800=344 МПа.

кσ =1,8 – эффективный коэффициент концентрации напряжений,

εσ-1 =0,82 — коэффициент, учитывающий диаметр вала;

ψσ =0,2 – коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей;

σm =Fa /(π*d2 /2)=2100/(π*1052 /2)=0,1 МПа – среднее значение напряжений, при нагружении вала осевой силы.

nσ =344/(1,8*26,4*0,82+0,2*0,1)=8,8.

nτ =τ-1 /(кτ *τα *ετ-1 +ψτ *τm ),

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

кτ =1,7 – эффективный коэффициент концентрации напряжений,

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

ετ-1 =0,7 — коэффициент, учитывающий диаметр вала;

ψτ =0,1 – коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей;

σm =0,1 МПа.

nτ =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;