• Гідрологія і Гідрометрія
• Господарське право
• Економіка будівництва
• Економіка природокористування
• Економічна теорія
• Земельне право
• Історія України
• Кримінально виконавче право
• Медична радіологія
• Методи аналізу
• Міжнародне приватне право
• Міжнародний маркетинг
• Основи екології
• Предмет Політологія
• Соціальне страхування
• Технічні засоби організації дорожнього руху
• Товарознавство продовольчих товарів

Тлумачний словник
Авто
Автоматизація
Архітектура
Астрономія
Аудит
Біологія
Будівництво
Бухгалтерія
Винахідництво
Виробництво
Військова справа
Генетика
Географія
Геологія
Господарство
Держава
Дім
Екологія
Економетрика
Економіка
Електроніка
Журналістика та ЗМІ
Зв'язок
Іноземні мови
Інформатика
Історія
Комп'ютери
Креслення
Кулінарія
Культура
Лексикологія
Література
Логіка
Маркетинг
Математика
Машинобудування
Медицина
Менеджмент
Метали і Зварювання
Механіка
Мистецтво
Музика
Населення
Освіта
Охорона безпеки життя
Охорона Праці
Педагогіка
Політика
Право
Програмування
Промисловість
Психологія
Радіо
Регилия
Соціологія
Спорт
Стандартизація
Технології
Торгівля
Туризм
Фізика
Фізіологія
Філософія
Фінанси
Хімія
Юриспунденкция

РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

Методичні вказівки до виконання розрахунково-графічної роботи

з прикладної механіки для студентів енергетичного факультету

Мелітополь

Рецензенти: к.т.н., доцент Аблогін М.М.,

к.т.н., доцент Кюрчев С.В.

Розглянуто та схвалено на засіданні кафедри деталей машин 20 лютого 2008 р. Протокол № 7.

Розглянуто та рекомендовано до друку на засіданні методичної комісії факультету інженерії та комп’ютерних технологій 28 лютого 2008 р. Протокол № 5.

ЗМІСТ

Вступ. 4

1 Кінематичний та силовий розрахунок привода. 5

2 Розрахунок циліндричної прямозубої зубчастої передачі 7

3 Розрахунок клинопасової передачі 14

4 Розрахунок валів. 20

Література. 22

Приклад виконання розрахунково-графічної роботи з прикладної механіки 24

ВСТУП

Ведуча роль машинобудування серед інших галузей хазяйства розвиненої індустріальної країни визначається тим, що основні виробничі процеси в усіх галузях промисловості, будівництва і сільського господарства виконують машини. Технічний рівень усіх галузей народного хазяйства в значній мірі визначається рівнем розвитку вітчизняного машинобудування.

При виконанні розрахунково-графічної роботи з дисципліни «Прикладна механіка» студент здобуває навички розрахунку основних складових механічного привода у складі електродвигуна, пасової передачі, циліндричної прямозубої зубчастої передачі, а також валів редуктора.

За результатами розрахунків циліндричної прямозубої зубчастої передачі та валів редуктора викреслюється компоновка циліндричного одноступінчастого редуктора, яка і складає графічну частину роботи.

Методичні вказівки можуть бути використані студентами інших спеціальностей, а також при виконанні курсових проектів по іншим дисциплінам та дипломного проекту.

1 КІНЕМАТИЧНИЙ ТА СИЛОВИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

Задача розрахунку: визначити загальний ККД привода, вибрати електродвигун, вичислити загальне передаточне число привода і провести розподіл його по ступеням; розрахувати основні швидкісні та силові параметри на валах привода.

Вихідні дані:

- потужність на веденому валу Р, кВт;

- кутова швидкість веденого вала w, рад/с;

- синхронна частота обертання електродвигуна n_ec, об/хв.

Рисунок 1 – Кінематична схема привода

1.1 Загальний коефіцієнт корисної дії привода

де h_п – коефіцієнт корисної дії пасової передачі, h_п = 0,94…0,96;

h_з – коефіцієнт корисної дії циліндричної зубчастої передачі, h_з = 0,96…0,98;

h_пп – коефіцієнт корисної дії пари підшипників, h_пп = 0,990…0,995;

h_м – коефіцієнт корисної дії з’єднувальної муфти, h_м = 0,98…0,99.

1.2 Потужність, яка потрібна на привод транспортера

.

1.3 Вибір електродвигуна

При виконанні розрахунково-графічної роботи рекомендується вибирати трьохфазні асинхронні двигуни серії 4А, які характеризуються простотою конст-рукції, невеликою вартістю та високою експлуатаційною надійністю (таблиця 1).

Вибирається найближче менше за Р_ед.п значення потужності електродвигуна Р_ед з номінальною частотою обертання n_ен.

Завантаження електродвигуна

.

Електродвигуни даного типу допускають завантаження до 112 %. Якщо ж З > 112 %, то потрібно вибрати двигун більшої потужності.

Таблиця 1 – Потужність та частота обертання електродвигунів закритих з обдувом серії 4А (марка / номінальна частота обертання n_ен, об/хв)

1.4 Загальне передаточне число привода

,

де n – частота обертання веденого вала, об/хв,

.

1.5 Розподіл загального передаточного числа по ступеням привода

Загальне передаточне число привода є добутком від перемноження передаточних чисел передач, які входять до його складу.

,

де і – передаточне відношення пасової передачі;

u – передаточне число одноступінчастого циліндричного редуктора.

1.5.1 Попереднє передаточне відношення пасової передачі

Бажано приймати попереднє передаточне відношення пасової передачі і¢ = 2…3 (значення і¢ < 2 недоцільні, а і¢ > 3 може привести до збільшення розмірів пасової передачі), але так, щоб передаточне число одноступінчастого циліндричного редуктора входило в рекомендований діапазон u = 2,0…6,3 і не перевищувало граничне значення u_гр = 8,0.

1.5.2 Попереднє передаточне число редуктора

.

По таблиці 2 слід прийняти ближче до стандартне значення u.

Таблиця 2 – Стандартні передаточні числа зубчастих передач

1.5.3 Передаточне відношення пасової передачі

.

1.6 Частота обертання та кутова швидкість валів привода

; ; ;

; ; .

Перевірка: n_III = n, w_ІІІ = w.

1.7 Потужність на валах привода

; ; .

Перевірка: Р_І = Р_ед.п.

1.8 Обертаючі моменти на валах привода

; ; .

Результати розрахунків слід представити у вигляді таблиці 3.

Таблиця 3 – Кінематичні та силові параметри привода

Висновок: визначені основні силові та кінематичні параметри привода.

2 РОЗРАХУНОК ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПРЯМОЗУБОЇ ЗУБЧАСТОЇ

ПЕРЕДАЧІ

Задача розрахунку: вибрати матеріали для зубчастих коліс; визначити основні геометричні та кінематичні параметри передач; вичислити зусилля в зачепленні; перевірити передачу по напруженнях згину.

Вихідні дані:

- момент обертаючий на колесі Т₂ = Т_ІІІ, Н·м;

- частота обертання колеса n₂ = n_ІІІ, об/хв;

- передаточне число передачі u;

- строк служби t_p, р;

- число робочих змін К_зм;

- розташування коліс відносно опор симетричне.

Рисунок 2 – Схема зубчастої передачі

2.1 Вибір матеріалу зубчастих коліс

Основний матеріал для виготовлення зубчастих коліс силових передач – сталі, що піддаються термічній обробці. З’ясовано, що контактна міцність зубів залежить від твердості їх поверхні. Правильний підбір твердості дає змогу одержати мінімальні габарити та масу коліс.

В залежності від твердості стальні зубчасті колеса поділяють на дві основні групи: твердістю £ 350 НВ – зубчасті колеса з термообробкою нормалізація або поліпшення і твердістю > 350 НВ – після загартування (об’ємного, поверхневого) та хіміко-термічної обробки (цементації, азотування, ціанування тощо). Ці групи відрізняються технологією виготовлення, навантажувальною здатністю, здатністю до взаємної припрацьовуваності. Шестерня і колесо у зачепленні можуть бути як з одної групи твердості, так і з різних груп.

У зв’язку із тим, що зуби шестерні навантажуються частіше зубів колеса, твердість матеріалу шестерні повинна бути вищою за твердість матеріалу колеса. Для прямозубих передач рекомендують вибирати твердість матеріалу шестерні на декілька десятків одиниць НВ вищою, чим колеса.

При виконанні розрахунково-графічної роботи рекомендується застосовувати нормалізовані або поліпшені зубчасті колеса, основні механічні характеристики яких приведені в таблиці 4.

Запис характеристик матеріалів зубчастої пари слід проводити у такій послідовності:

- шестерня: сталь (марка), термообробка (вид), s_мц = (значення) МПа, s_т = (значення) МПа, середня твердість (значення) НВ;

- колесо: сталь (марка), термообробка (вид), s_мц = (значення) МПа, s_т = (значення) МПа, середня твердість (значення) НВ.

Таблиця 4 – Механічні характеристики деяких нормалізованих та поліпшених сталей

2.2 Строк служби передачі

,

де Д_р – число робочих днів у році;

t_зм – тривалість робочої зміни, год.

Число циклів навантаження зубів колеса

.

2.3 Розрахунок допустимих напружень

2.3.1 Допустимі контактні напруження при розрахунку на втому

,

де s_{H lim 2} – базова границя контактної витривалості для менш міцного матеріалу колеса при базовому числі циклів навантаження
N_Н0 = 10⁷, МПа (таблиця 4);

Z_R – коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні зуба: Z_R = 1,0 при шевінгуванні зубів, Z_R = 0,95 при тонкому струганні, фрезеруванні та шліфуванні, Z_R = 0,9 при чистовому фрезеруванні або струганні;

S_H – коефіцієнт запасу міцності, залежить від термообробки: S_H = 1,2 для поверхнево загартованих зубів, S_H = 1,1 об’ємно загартованих зубів, S_H = 1,0 для нормалізованих та поліпшених зубів;

K_HL – коефіцієнт довговічності передачі при розрахунку на контактну міцність.

Якщо N₂ ³ N_H0, то приймається K_HL = 1.

При N₂ < N_H0

.

Якщо ж K_HL > 2,4, то приймається K_HL = 2,4.

2.3.2 Допустимі напруження згину

,

де s_{F lim 2} – базова границя витривалості по напруженням згину для менш міцного матеріалу колеса при базовому числі циклів навантаження N_FО = 4×10⁶, МПа (таблиця 4);

K_FC – коефіцієнт реверсивності: K_FC = 1,0 при односторонній роботі зубів, K_FC = 0,7…0,8 при двосторонній роботі;

S_F – коефіцієнт запасу міцності: S_F = 1,7 для поковок і штамповок, S_F = 2,2 для литих заготовок зубчастих коліс;

K_FL – коефіцієнт довговічності при розрахунку на згин.

Якщо N₂ ³ N_F0, то приймається K_FL = 1.

При N₂ < N_F0

.

Якщо ж K_FL > 2, то приймається K_FL = 2.

2.4 Міжосьова відстань передачі із умови контактної міцності

,

де K_a – коефіцієнт міжосьової відстані, для прямозубих сталевих коліс К_а = 49,5;

К_Нb – коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба, попередньо приймається К_Нb = 1,1…1,3;

y_ba – коефіцієнт ширини колеса, для даних умов роботи y_ba = 0,315.

Отримане значення міжосьової відстані слід округлити до стандартного значення (таблиця 5).

Таблиця 5 – Стандартні міжосьові відстані циліндричних зубчастих передач

В міліметрах

2.5 Модуль зачеплення

Для силових передач рекомендують приймати нормальний модуль із діапазону

.

Прийнятий нормальний модуль повинен відповідати стандарту (таблиця 6). Для силових зубчастих передач рекомендують m > 1,5 мм.

Таблиця 6 – Стандартні модулі зачеплення

В міліметрах

2.6 Визначення числа зубів

2.6.1 Сумарне число зубів шестерні та колеса

.

Значення модуля рекомендують вибирати так, щоб Z_С було б, по можливості, цілим числом.

2.6.2 Число зубів шестерні

.

Якщо Z₁ < 17, то слід вибрати менше значення модуля.

2.6.3 Число зубів колеса

.

2.6.4 Фактичне передаточне число зубчастої передачі

.

2.7 Геометричні розміри зубчастих коліс

2.7.1 Ділильні діаметри

; .

2.7.2 Діаметри виступів та западин

; ; ; .

2.7.3 Ширина колеса і шестерні

; мм.

2.7.4 Коефіцієнт ширини шестерні

.

2.8 Колова швидкість передачі, м/с

.

По значенню колової швидкості і призначенню передачі з таблиці 7 приймається ступінь точності передачі. Для підвищення кінематичних показників передачі не рекомендують приймати ступінь точності нижчу за 8-у.

Таблиця 7 – Ступінь точності зубчастих передач

2.9 Зусилля в зачепленні

2.9.1 Колові F_t

.

2.9.2 Радіальні F_r

,

де a – кут зачеплення, a = 20° для стандартних зачеплень.

2.10.1 Перевірка передачі по контактним напруженням

Умова контактної міцності

,

де s_Н – контактні напруження, що діють у зачепленні, МПа;

К_Н – коефіцієнт передачі, для прямозубих коліс К_Н = 320;

К_Нb – уточнене значення коефіцієнта концентрації навантаження по довжині зуба (таблиця 8);

К_НV – коефіцієнт динамічності навантаження (таблиця 9).

Таблиця 8 – Коефіцієнти концентрації навантаження по довжині зуба для циліндричного одноступінчастого редуктора

Таблиця 9 – Коефіцієнти динамічності навантаження для прямозубих нормалізованих та поліпшених коліс

2.10.2 Завантаження передачі по контактним напруженням

.

Завантаження передачі по контактним напруженням не повинне бути більше 110 %. При З_Н > 110 % слід прийняти більшу стандартну міжосьову відстань a_w у пункті 2.4 і повторити розрахунки.

2.11 Перевірка зубів колеса на згин

Умова міцності зубів колеса на згин

,

де s_F2 – напруження згину, що діють у поперечному перерізі зуба колеса;

К_Fb – коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба при розрахунку на згин (таблиця 8);

К_FV – коефіцієнт динамічності навантаження (таблиця 9);

Y_F2 – коефіцієнт форми зуба колеса (таблиця 10).

Таблиця 10 – Коефіцієнт форми зуба циліндричного прямозубого колеса

Для полегшення виконання компоновки редуктора отримані геометричні розміри коліс слід представити у вигляді таблиці 11.

Таблиця 11 – Геометричні розміри зубчастої передачі

Висновок: вибрані матеріали зубчастої пари, отримані геометричні розміри коліс, які відповідають вимогам міцності.

3 РОЗРАХУНОК КЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

Задача розрахунку: визначити основні параметри клинопасової передачі.

Вихідні дані:

- потужність на ведучому валу Р_І, кВт;

- частота обертання ведучого шківа n_I, об/хв;

- обертаючий момент на ведучому шківі Т_І, Н×м;

- передаточне відношення передачі і.

Рисунок 3 – Розрахункова схема клинопасової передачі

3.1 Вибір перерізу клинового паса

3.1.1 Типорозмір перерізу клинового паса вибирається по графіку, який представлений на рисунку 4, в залежності від потужності, що передається та кутової швидкості ведучого шківа.

Примітка – При потужності Р_І < 2 кВт приймаються паси перерізу О.

Рисунок 4 – Вибір типорозміру клинового паса

3.2 Геометричні розрахунки передачі

3.2.1 Розрахунковий діаметр ведучого шківа

.

3.2.2 Розрахунковий діаметр веденого шківа

.

Слід прийняти найближче стандартне значення діаметрів шківів із наступного ряду: 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000 мм.

3.2.3 Фактичне передаточне відношення

,

де x – коефіцієнт пружного ковзання, x = 0,01…0,02.

Відхилення передаточного відношення від заданого

.

При відхиленні понад ± 5 % від заданого передаточного відношення слід вибрати інше стандартне значення діаметра веденого шківа і, якщо відхилення не зменшилось, то прийняти нестандартне значення діаметра.

3.2.4 Попередня міжосьова відстань

,

де К_а – коефіцієнт міжосьової відстані (таблиця 12).

Таблиця 12 – Значення коефіцієнта міжосьової відстані

3.2.5 Розрахункова довжини паса

,

де ; .

Слід прийняти найближче стандартне значення довжини пасів із наступного ряду: 400 (425) 450 (475) 500 (530) 560 (600) 630 (670) 710 (750) 800 (850) 900 (950) 1000 (1060) 1120 (1180) 1250 (1320) 1400 (1500) 1600 (1700) 1800 (1900) 2000 (2120) 2240 (2360) 2500 мм.

За необхідності можуть бути використані розрахункові довжини пасів, які приведені в дужках.

3.2.6 Фактична міжосьова відстань

. (1)

3.2.7 Кут обхвату ведучого шківа

.

3.3 Визначення числа пасів в передачі

3.3.1 Номінальна потужність, яка передається одним пасом

Номінальна потужність, яка передається одним пасом залежить від типорозміру перерізу паса, частоти обертання, діаметра ведучого шківа і передаточного відношення передачі.

По рисункам 5–7 визначаються номінальні потужності, які передаються одним пасом базової довжини, при спокійному навантаженні, роботі в одну зміну та передаточному відношенні і = 1.

Рисунок 5 – Залежності номінальної потужності, що передається одним пасом перерізу О від частоти обертання ведучого шківа при різних діаметрах ведучого шківа, L_p = 1320 мм та і = 1

Рисунок 6 – Залежності номінальної потужності, що передається одним пасом перерізу А від частоти обертання ведучого шківа при різних діаметрах ведучого шківа, L_p = 1700 мм та і = 1

Рисунок 7 – Залежності номінальної потужності, що передається одним пасом перерізу Б від частоти обертання ведучого шківа при різних діаметрах ведучого шківа, L_p = 2240 мм та і = 1

3.3.2 Розрахункова потужність, яка передається одним пасом

,

де С_a – коефіцієнт кута обхвату (рисунок 8);

С_L – коефіцієнт довжини паса (рисунок 9);

С_і – коефіцієнт передаточного відношення (рисунок 10);

С_р – коефіцієнт режиму роботи, С_р = 1,1…1,3.

Рисунок 8 – Залежність коефіцієнту С_a від кута обхвату ведучого шківа

Рисунок 9 – Залежність коефіцієнту С_L від довжини паса

Рисунок 10 – Залежність коефіцієнту С_і від передаточного відношення

3.3.3 Попереднє число пасів

.

3.3.4 Число пасів з урахуванням нерівномірності навантаження пасів комплекту

,

де C_Z – коефіцієнт числа пасів у комплекті (таблиця 13).

Таблиця 13 – Значення коефіцієнта числа пасів

Розрахункове число пасів слід округлити до цілого числа пасів Z.

3.3.5 Завантаження пасів передачі

.

Допускається завантаження пасів до 115 %.

3.4 Діапазон регулювання міжосьової відстані

Для компенсації відхилень номінальної довжини паса, його подовження під час експлуатації, а також для зручності монтажу нових пасів, у передачі слід передбачити регулювання міжосьової відстані.

Найменше значення міжосьової відстані встановлюється в залежності від довжини паса і повинне відповідати розрахунковій довжині, яку зменшено на 2 % при L_p < 2 м або на 1 % при L_p > 2 м, тобто

L_{p min} = 0,98×L_p при L_p £ 2000 мм;

L_{p min} = 0,99×L_p при L_p > 2000 мм.

Найбільше значення міжосьової відстані встановлюється із розрахунку довжини паса, яку збільшено на 5,5 %, тобто

L_{p max} = 1,055×L_p.

По формулі (1) визначається значення максимальної і мінімальної міжосьової відстані, які відповідають максимальному і мінімальному значенню розрахункової довжини паса, а діапазон регулювання міжосьової відстані буде дорівнювати

.

Натяжний пристрій передачі повинен забезпечити діапазон регулювання не менш ніж Dа.

Висновок: визначені основні параметри клинопасової передачі.

4 РОЗРАХУНОК ВАЛІВ

Задача розрахунку: визначити лінійні і діаметральні розміри валів.

4.1 Орієнтовний розрахунок валів

Вихідні дані:

- обертаючі моменти на валах: Т_ІІ, Н×м;

Т_ІІІ, Н×м.

Орієнтовний розрахунок виконують умовно тільки на кручення, а вплив на міцність вала згину, концентрації напружень і характеру навантаження компенсують зниженням значення допустимого напруження на кручення.

Діаметри валів

,

де Т_i – обертаючий момент на валу, Н×м;

[t]_кр – допустимі напруження кручення, [t]_кр = 15…25 МПа.

В редукторах вали встановлюють на підшипниках кочення. Тому одержані діаметри валів треба погодити з діаметром внутрішнього кільця підшипника.

Для встановлення валів редуктора попередньо приймаються підшипники кулькові однорядні радіальні легкої серії зовнішніх діаметрів по ГОСТ 8338–75. Основні розміри підшипника зображено нарисунку 11, їх чисельні значення приведені в таблиці 14.

Рисунок 11 – Спрощене зображення підшипника

Таблиця 14 – Розміри підшипників кулькових радіальних однорядних В міліметрах Номер підшипника d D B dr, min

Форма валу по довжині визначається розподілом навантаження і умовами технології виготовлення і збірки. По умові міцності допустимо і доцільно конструювати вали перемінного перетину, що наближаються до тіл рівного опору. Практично вали виконують ступінчастими (рисунок 12). Ця форма зручна у виготовленні і складанні, а уступи валів можуть сприймати велику осьову силу.

Рисунок 12 – Основні розміри вала

Приймаємо діаметри ведучого вала:

- під підшипниками d_пІІ = d_ІІ;

- під шківом клинопасової передачі d_шк = d_пІІ – 3 мм;

- під шестернею d_ш = d_rІІ.

Приймаємо діаметри веденого вала:

- під підшипниками d_пІІІ = d_ІІІ;

- під півмуфтою d_м = d_ІІІ – 5 мм;

- під колесом d_к = d_rІІІ.

4.2 Ескізне компонування редуктора

Ескізна компоновка редуктора виконується з метою визначення розмірів валів по довжині. При виконанні ескізної компоновки вали зображаються як гладкі стержні. Ескізна компоновка виконується на міліметровому папері бажано в масштабі 1:1 (при комп’ютерному виконанні – на офісному папері формату А4 у будь-якому стандартному масштабі) олівцем в контурних лініях і повинна містити ескізне зображення редуктора і основний надпис.

Переглядів: 4054

Не знайшли потрібну інформацію? Скористайтесь пошуком google:

© studopedia.com.ua При використанні або копіюванні матеріалів пряме посилання на сайт обов'язкове.