Зміст
Вступ
1. Вибір електродвигуна й визначення головних параметрів привода
2 Розрахунок роликової ланцюгової передачі
3 Розрахунок закритої циліндричної косозубої зубчатої передачі
Література
Вступ
Удосконалення конструкцій та методів розрахунку створюваних машин — нагальна потреба дня. Це особливо важливо для країн, що розвиваються, оскільки саме машинобудівне виробництво сприяє різкому підвищенню добробуту суспільства. У конкурентній боротьбі окремих держав і фірм постійно перемагає той, хто має більш досконалі машини.
Характерною особливістю сучасних машин є істотне підвищення вимог до їх експлуатаційних характеристик: збільшуються швидкість, прискорення, температура, зменшуються маса, об’єм, вібрація, час спрацьовування механізмів і т. п. Темпи такого підвищення вимог постійно зростають і машинобудівники змушені все швидше вирішувати конструкторські і технологічні задачі. В умовах ринкових відносин швидкість реалізації прийнятих рішень відіграє чільну роль.
З використанням комп’ютерів і положень теорії прийняття рішень стає можливим вирішення проблеми автоматизації проектування. Але незважаючи на беззаперечну прогресивність використання комп’ютерів, не можна вважати, що конструювання пов’язане виключно з їх використанням. Конструктор повинен володіти різноманітними методами розв’язання технологічних задач як з використанням комп’ютерів, так і без них.
1. Вибір електродвигуна й визначення головних параметрів привода
Вихідні данні:
Твих=900 Н·м – крутний момент на провідній муфті робочого механізму;
nвих=110 об/хв – частота обертання на провідній муфті робочого механізму.
Визначаємо потужність на провідній муфті робочого механізму:
/>
Визначаємо ККД приводу, [1,c.15]:
/>,
де />— ККД ланцюгової передачі;
/>— ККД циліндричної зубчатої передачі;
/>— ККД підшипників кочення;
/>
Визначаємо розрахункову потужність на валу електродвигуна:
/>
Визначаємо потужність на валах приводу:
/>
/>
Визначаємо частоту обертання вихідного вала приводу
/>
Визначаємо рекомендоване передаточне число приводу, [1,c.15]:
/>,
де />— передаточне число ланцюгової передачі;
/>— передаточне число циліндричної зубчатої косозубої передачі;
/>2∙5=10
Визначаємо розрахункову частоту обертання вала електродвигуна
/>
Вибираємо асинхронний електродвигун серії 4А закритого обдуває мого виконання, за ГОСТ 19523-81,[1, табл.2]
Тип двигуна — 4А132М4УЗ;
Потужність електродвигуна — />;
Частота обертання вала електродвигуна — />.
Уточнюємо передаточне число приводу:
/>
Уточнюємо передаточні числа передач приводу:
Приймаємо />, тоді
/>
Визначаємо частоту обертання валів приводу:
/>
/>
/>
Визначаємо крутний момент на валах приводу:
/>
/>
/>
Визначаємо діаметр валів приводу:
/>, [1.табл.3]
/>
/>
Тут />15÷30 МПа допуск напруги на валах, [1,c.136]
Приймаємо, />,/>, [1, табл.1]
Головні параметри двигуна
Пар.
Вал
N, квт
n />
Т, Н ∙м
d, мм
1
12,36
1460
80,84
38
2
11,26
730
147,31
38
3
10,36
110
900
60
2 Розрахунок роликової ланцюгової передачі
Вихідні дані:
N1=12,36 кВт — потужність на вхідному валу;
n1 = 1460об/хв– число обертів на вхідному валу;
d=38 мм – діаметр вхідного валу;--PAGE_BREAK--
U=2 — передаточне число ланцюгової передачі.
Т1 = 80,84 Нм — обертовий момент на валу ведучої зірочки
Умови праці: нагрузка непостійна, режим роботи – однозмінний, нереверсійна.
Вибираємо число зубців ведучої зірочки
/>Приймаємо />(табл. 2.25, /1/)
Тоді число зубців веденої зірочки />
Орієнтовне значення кроку ланцюга
/>
До розрахунку вибираємо роликовий ланцюг ПР –19,05-3180 ГОСТ 13568-75, для якого маємо:
крок t=19,05мм;
проекція опорної поверхні шарніра />;
руйнівне навантаження />;
маса 1 м ланцюга />
Кутова швидкість ведучої зірочки
/>
Швидкість ланцюга
/>
Орієнтовна між осьова швидкість
/>
Число ланок ланцюга
/>
Вибираємо L = 120 – ціле і бажано парне.
Розрахункова міжосьова відстань
/>
Міжосьова відстань передачі зі забезпеченням провисання веденої гілки
/>
Ділильний діаметр ведучої зірочки
/>
Розрахунок шарнірів ланцюга на стійкість проти спрацювання.
Номінальне корисне навантаження ланцюга (колове зусилля)
/>
Вибираємо коефіцієнт інтенсивності />1,4 і розраховуємо еквівалентне корисне навантаження
/>
Допустимий тиск у шарнірах ланцюга за умови стійкості проти спрацювання
/>
Тут вибрані такі значення розрахункових коефіцієнтів
Коефіцієнт працездатності передачі />:
при допустимому збільшенні середнього кроку ланцюга (Δt/t) = 3 %, маємо />
Сумарний термін служби передачі
/>
Коефіцієнт, що враховує вплив кутової швидкості ведучої зірочки
/>
Коефіцієнт параметрів передачі
/>
де коефіцієнти, що враховують:
вплив числа зубців ведучої зірочки
/>
вплив міжосьвої відстані
/>
вплив передаточного числа
/>
Коефіцієнт експлуатації
/>
де коефіцієнти, що враховують:
нахил лінії центрів зірочки щодо горизонту />
спосіб регулювання натягу віток ланцюга />
спосіб змащування передачі />
Розрахунковий тиск у шарнірах ланцюга
/>
тут коефіцієнти, що враховують:
Динамічне навантаження КД = 1;
Число рядів ланцюгів Кm = 1.
Умова стійкості шарнірів проти спрацювання — />
Таким чином умова стійкості проти спрацювання забезпечується, оскільки />
Розрахунок ланцюга на міцність.
Визначаємо повне зусилля в ланцюгу
/>, тут
Зусилля від центрових сил
/>Н
Зусилля від провисання ланцюга
/>Н
Коефіцієнт Kf =3, залежить від розміщення лінії центрів.
Визначаємо коефіцієнт міцності ланцюга
/>
Визначаємо допустимий коефіцієнт міцності ланцюга
/>
Умова міцності ланцюга />виконується.
Розрахунок пластин ланок ланцюга на втому.
Розраховуємо еквівалентне корисне навантаження ланцюга
/>
тут коефіцієнт інтенсивності КЕвм = 1,2 продолжение
--PAGE_BREAK--
Розрахунковий тиск у шарнірах ланцюга
/>
Допустимий тиск у шарнірах ланцюга, що гарантує втомну міцність його ланок.
/>
Тут вибрані такі значення розрахункових коефіцієнтів, що враховують вплив чисел зубців ведучої зірочки
/>
ресурс (тривалість) роботи
/>
кутову швидкість
/>
вплив кроку ланцюга
/>
Втомна міцність пластин ланцюга достатня, бо
/>1
Сила, що навантажує вал передачі />
Розрахунок геометричних параметрів ланцюгової передачі
крок ланцюга t = 19,05 мм;
діаметр ролика ланцюга d1 = 10,16 мм;
число зубців ведучої зірочки z1 = 27, ведомої – z2 = 54;
діаметр ділильної окружності ведучої зірочки dд1 = 164,093 мм,
ведомої – dд2 = 327,630 мм
діаметр окружності виступів
/>
радіус западин r = 0,5029 · d1+0,05 = 5,2 мм;
діаметр окружності западин
/>
3 Розрахунок закритої циліндричної косозубої зубчатої передачі
Вихідні дані:
/>— потужність на вхідному валу;
/>— кількість обертів на вхідному валу;
/>— передаточне число зубчатої передачі.
/>=10000 г; строк служби передачі 10 років при однозмінній нереверсійній роботі;
навантаження перемінне; короткочасно діюча максимальне навантаження при пуску в 1,5 раза більше номінальної; передача нереверсивна шоркість поверхні зуба в по 6-му класу (ГОСТ 2789-73) габарити редуктора обмежені.
Вибір матеріалу і допускаєма напруга для шестірні і колеса.
По [1, табл.3.12] назначаємо матеріал для шестерні та колеса -40ХН (поковка); термообробка-поліпшення. Для шестерні при радіусі заготівки до 100мм.
/>
Визначаємо допускаєму напругу згинання для шестерні:
/>
Попередньо знаходимо межу витривалості зуб’єв при згинанні, відповідний еквівалентному числу циклів зміни напруги :
/>
де межа витривалості при згинанні відповідний базовому числу циклів pміни напруги.[1, табл. 3.19]./>
/>
Коефіцієнти, враховуючий вплив двостороннього додатку навантаження [1, табл.3.20 ] при односторонньому додаванню навантаження./>коефіцієнт довговічності.
/>
При НВ
/>
еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напруги.
/>
Так як />[1,c77], приймаємо/>
Відповідно />. Коефіцієнт безпечності:
/>
де />[1, табл3,19],/>[1, табл3,21].
Коефіцієнт, враховуючий чуттєвість матеріалу до концентрації напруги
/>. Коефіцієнт, враховуючий шероховатость перехідної поверхні зуба />. Допустима напруга згинання для зуб'ів шестерні:
/>
Допустима напруга згинання для зуба колеса
/>
Попередньо знаходимо межу витривалості зуб'ів при згинанні, відповідний еквівалентному числу циклів зміни напруги :
/>
де межа витривалості при згинанні відповідний базовому числу циклів pміни напруги.[1, табл. 3.19]./>
/>
Коефіцієнти, враховуючий вплив двостороннього додатку навантаження [1, табл.3.20 ] при односторонньому додаванню навантаження./>коефіцієнт довговічності.
/>
При НВ
/>
еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напруги.
/>
Так як/>[1,c77], приймаємо/>
Межа витривалості:
/>
Коефіцієнт безпечності:
/>
де />[1, табл3,19],/>[1, табл3,21]. продолжение
--PAGE_BREAK--
Коефіцієнт, враховуючий чуттєвість матеріалу до концентрації напруги />. Коефіцієнт, враховуючий шерховатість перехідної поверхні зуба />.
Допустима напруга згинання для колеса:
/>
Допустима напруга згинання при розрахунку на дію максимального навантаження для шестерні:/>
/>
Попередньо знаходимо межову напругу, не викликаючи остаточних деформацій чи крихкого злому зуба[1, табл3.19]:
/>.
Коефіцієнт безпечності [1, с76]
/>
де />[2, с80];/>[1, табл3.21].Коефіцієнт враховуючий чуттєвість матеріалу до концентрації напруги />отже,
/>
Допустима напруга згинання при дії максимального навантаження для колеса
/>
де межова напруга, не викликаючи остаточних деформацій чи крихкого злому зуба [1, табл3.19]
/>.
Коефіцієнт безпечності [1, с76]
/>
де />[1, с80];/>[1, табл. 3.21].Коефіцієнт враховуючий чуттєвість матеріалу до концентрації напруги />отже,
/>
Допустима контактна напруга для шестерні:
/>
Попередньо знаходимо межу контактної витривалості поверхні зуба, відповідному еквівалентному числу циклів переміни напруги:
/>
де межа контактної витривалості, що відповіда базовому числу циклів переміни напруги [1, табл. 3.17],
/>
Коефіцієнт довговічності:
/>
де базове число циклів переміни напруги[1, рис3.16]
/>
еквівалентне (сумарне) число циклів переміни напруги так як
/>, тоді приймаємо />.
Межа контактної витривалості />Коефіцієнт безпечності для зуба з однорідною структурою матеріалу [1, с.75]/>Коефіцієнт враховуючий шероховатость спряжених поверхонь [1, табл3.18], />
Коефіцієнт враховуючий окружну швидкість [1, с.75] />Допускаємо контактна напруга для шестерні :
/>
Допустима контактна напруга для колеса:
/>
Попередньо знаходимо межу контактної витривалості поверхонь зуб'ів, що відповідає еквівалентному числу циклів переміни напруги:
/>
де межа контактної витривалості, відповідає базовому числу циклів переміни напруги [1, табл. 3.17],
/>
Коефіцієнт довговічності:
/>
де базове число циклів переміни напруги[2, рис3.16]
/>
еквівалентне (сумарне) число циклів переміни напруги
/>
так як />, тоді приймаємо />.
Межа контактної витривалості />Коефіцієнт безпечності для зуб’єв з однорідною структурою матеріалу [1, с.75]/>
Коефіцієнт враховуючий шероховатость спряжених поверхонь [1, табл3.18],
/>Коефіцієнт враховуючий окружну швидкість [1, с.75] />Допускаємо контактна напруга для колеса :
/>
Допустима контактна напруга переда
/>
Перевіряємо умову />тобто умову виконано, тому приймаємо допускаєма контактна напруга передачі:/>.
Допустима контактна напруга при розрахунку на дію максимального навантаження [1, с.80] для шестерні:
/>
для колеса:
/>
Розрахунок передачі на контактну витривалість.
Обчислюємо початковий діаметр шестерні [1, табл.3.13]
/>
Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунку. Номінальний крутячий момент на шестерні.
/>
Орієнтована навколишня швидкість
/>
При даній швидкості вимоглива степінь точності зубчатих коліс [1, табл. 3.33] — 9.Коефіцієнт, враховуючий розподіл навантаження між зубцями, />Коефіцієнт ширини зубчатого венця при симетричному розташуванні опор. [1, табл. 3,15]
/>
Перевіряємо умови продолжение
--PAGE_BREAK--
/>
Приймаємо [1, c.71] К=2;
Кут нахилу [1, c.60] />; мінімальне число зубців шестерні [1, табл.3,3] />розрахункове число зубців шестерні [1, c.58]
/>
Відповідно
/>
Коефіцієнт, ураховую чий розподіл навантаження по ширині венця />
Коефіцієнт, ураховую чий динамічне навантаження [2, табл. 3,16], />(визначається інтерполируванням).
Коефіцієнт, ураховую чий форму спряжених поверхонь
/>
Коефіцієнт, враховуючий механічні властивості матеріалів спряжених коліс,
/>Коефіцієнт, ураховую чий сумарну довжину контактних ліній
/>
де коефіцієнт торцевого перекриття
/>
/>
Відповідно
/>
Початковий діаметр шестерні
/>/>
Модуль зачеплення
/>
Отриманий модуль округляємо до стандартного значення[1, додаток, табл. 9]
m=3,5 мм.
По стандартному модулю m=3,5 мм перераховуємо початковий діаметр
/>
Перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість.
Визначаємо розрахункову навколишню швидкість при початковому діаметрі шестерні />
/>
При даній швидкості вимоглива степінь точності передачі [1, табл.3,33]-9, що відповідає прийнятої степені точності. Уточнюємо по швидкості />коефіцієнти, />[1, табл.3,16],/>/>
Уточнюємо початковий діаметр шестерні:
/>
По уточнюємо му початковому діаметрі />знаходимо модуль зачеплення
/>
Отриманий модуль знов округляємо до стандартного значення m=3,5мм, що збігає з раннє прийнятою величиною модуля; відповідно, діаметр початкового кола шестерні />мм. Ширина зубчатого венця при
/>[1, табл. 3,1]
/>
Перевірочний розрахунок зубців на контактну витривалість при дії максимального навантаження. Розрахункова напруга від максимального навантаження
/>
де діюча напруга при розрахунку на контактну витривалість [1, табл. 3,13]
/>/>
/>
Відхилення діючого контактного напруження від допускаємого є допустимо.
Розрахункове контактне напруження від максимальної напруги
/>
де />задано в вихідних даних розрахунка.
Перевірочний розрахунок зубців на витривалість по напрузі ізгину.
Розрахункове напруження ізгину[1, табл. 3,13]
/>
Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунку. Еквівалентне число зубців шестерні і колеса [1, с. 76]
/>
/>
Коефіцієнти, ураховуючи форму зубця шестерні і колеса,
/>
Коефіцієнт, враховуючий вплив нахилу зубця на його напружений стан
/>
Розрахункове граничне навантаження
/>
де коефіцієнти, ураховую чий розподіл навантаження між зубцями
/>
Коефіцієнти, ураховуючи розподіл навантаження по ширині венця, />
коефіцієнт, враховуючий динамічне навантаження [1, табл. 3,16], />(визначається інтерполируванням).
Відповідно
/>
Напруження ізгину в зубцях шестерні
/>
в зубцях колеса [1, табл. 3,13, формула 3,17]
/>
Перевірочний розрахунок при і згині максимального навантаження.
Розрахункове напруження від максимального навантаження.
/>
Напруження ізгину при розрахунку на витривалість:
для зубців шестерні />
для зубців колеса />
Розрахункове напруження ізгину від максимального навантаження:
для зубців шестерні
/>
для зубців колеса
/>
Приймаємо остаточно параметри передачі:
/>мм;/>мм;/>
/>
Визначаємо між осьову відстань
/>
Приймаємо/>
Перевіряємо між осьову відстань
/>
і/>
Перераховуємо початкові діаметри шестерні
/>
колеса
/>
Перевіряємо між осьову відстань
/>
Література
1 Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин. [Учеб. Пособие для техн. вузов].– 3-е изд., перераб. и доп.- Х.: Основа, 1991.-276с.: схем.