Смекни!
smekni.com

Детали машин (стр. 1 из 2)

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 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= ω12=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.

Рро* СLp/ 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/(Ррz)=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*Р1рL/(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

σmaxpн,


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-1max)*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*n121/3/104=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*(Т2βV/[σН]22)1/3,


где Кβ – коэффициент неравномерности нагрузки,

КV – коэффициент динамической нагрузки.

Для предварительного расчета примем КβV=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],

F] – допускаемые напряжения изгиба.


F]=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*sin2γ/d1)]=

=20+0,5* 31,2*tg[0,5*arcsin (31,2*sin27,1/160)]=20,02 мм.

2.15. Усилия в зацеплении червячной передачи.