Контрольная работа по курсу «Детали машин»

Министерство  образования РФ

Костромской государственный университет

Кафедра ТММ  ДМ и ПТМ

 

 

 

 

 

Контрольная работа №1

По курсу : «Детали машин»

Выполнил: студентка 3 курса

Специальность 250403

«Технология деревообработки»

Шифр 09 - зДк-393

Воробьева Л.В.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Кострома 2012

Задача 4.

Рассчитать клиноременную передачу. Мощность Р₁ , передаваемая ведущим шкивом Р₁=2,8кВт, угловая скорость ведущего шкива ω₁=52 1/c, угловая скорость ведомого шкива ω₂=26 1/с.Работа односменная ; пусковая нагрузка до150% номинальной.

 

 

 

I II

Р₁=2,8кВт                                                                                                                    ω₂=26 1/c

ω₁=52 1/c

Рис.1 . Кинематическая схема клиноременной  передачи.

1. Определим передаточное число передачи

u=ω₁/ω₂                                          (1)

u=52/26=2

     2.определим частоты вращения ведущего и ведомого шкивов

n₁=60*52/2*3.14=496,82 мин ‾¹                                                  (2)

n₂=60*26/2*3,14=248,41 мин ‾¹

3.Выбираем сечение ремня.

При заданных мощности на ведущем шкиве Р₁=2.8кВт  и частоте его вращения n₁=496,82мин‾¹ рекомендуется сечение ремня Б [1,с.271,рис.12.23]

4. определим  номинальную мощность Р₀, передаваемую одним ремнем.

Принимаем диаметр  малого шкива d₁=200 мм из стандартного ряда Ra40 [1, c.272]

Тогда Р₀ ≈2.2кВт [1, c.272, рис. 12.26]

5. рассчитываем  геометрические параметры передачи.

Диаметр большого шкива 

d₂=d₁*u                                                                                                          (3)

d₂=200*2=400мм

Данное значение  диаметра является стандартным значением  из ряда Ra40[1,c.272]

Уточняем  передаточное отношение 

uф= d₂/d₁(1-Ɛ)                                                                                                  (4)

где Ɛ –коэффициент скольжения. При нормальных рабочих нагрузках Ɛ=0.01…0.2 [1, c.253]. принимаем Ɛ=0.01,тогда uф= 400/200(1-0.01)=2.02

отклонение  фактического передаточного числа  от расчетного

Δu = |2.02-2|/2*100%=1% ‹3%, отклонение допустимо                   (4)

Предварительно  назначаем межосевое расстояние [1,с. 273]:

а= 1.2d₂=1,2*400=480мм

определяем  длину ремня 

Lp=2a+0,5Π(d₂+d₁)+[(d₂-d¹)²/4a]                                                            (5)

Lp=2*480+0,5*3,14(200+400)+(400+200)²/4*480=1922,83мм

Принимаем Lp из стандартного  ряда [1,c.271, табл.12.2]:Lp=2000мм

Уточняем  межосевое расстояние

а= Lp-Π(d₂+d₁)+√(2Lp-Π(d₁+d₂))²-8(d₂-d₁)²/8       (6)

a=2*2000-3.14(200+400)+√(2*2000-3.14(200+400))²-8(400-200)²≈528,9мм

находим угол обхвата ремнем малого шкива:

α₁=180⁰-57*(400-200)/528,9=158⁰27’

Данное значение α₁=158⁰27’удовлетворяет рекомендации u=7 α₁>120⁰

[1,c.273]

6. определяем мощность, передаваемую одним ремнем

Рр=Р₀*Сα*Сl*Ci/Cp                    (8)

Где:

Сα-коэффициент угла обхвата;[1,c.272]

Сα=0,92+0,95-0,92/10*8,45=0,94535

Сl- коэффициент длины ремня;

Сl=0.97    [1,c.273,рис.12.27]

Ci-коэффициент передаточного отношения;

Ci=1.125     [1,c.273,рис.12.28]

Cp  -коэффициент режима нагрузки. Примем нагрузку с умеренными колебаниями.

Ср=1.1….1.3     [1,c.273]. примем Ср=1.2

Подставим все  коэффициенты в (8), получим :

Рр=2,2*0,94535*0,97*1,125/1,2=1,891кВт

7. определим  количество ремней 

Z=P/Pp*Cz                         (9)

Где :

Cz- коэффициент числа ремней

Р-мощность на ведущем шкиве передачи, кВт

Примем Cz=0.95 [1,c.273]

Тогда Z=2,8/1,891*0,95=1,56 ремней

Примем Z=2 ремня.

8. определим  силу предварительного натяжения  одного ремня

F₀=0,85*P*Cp*Cl/Z*υ*Cα*Ci+Fυ                   (10)

Где:

υ-скорость ремня при расчетной частоте вращения м/c,

Fυ- натяжение ремня,Н

Р-в Вт

υ= ∏*d₁*n₁/60                            (11)

где

d₁-в м

υ=3,14*0,2*496,82/60=5,2 м/c

Fυ=ƿ*A*υ²                        (12)

Где:

Ƿ-плотность  материала ремня; ƿ=1250кг/м³        [1,c.274]

A-площадь поперечного сечения ремня,в м²

А=138*10¯⁶м²   [1,c.271,табл.12.2]

Fυ=1250*138*10¯⁶*5.2≈4.7

Подставим все  величины в (10), получим:

F₀=0,85*2,8*10³*1,2*0,97/2*5,2*0,94535*1,125+4,7=255,2 H

9. определим равнодействующую нагрузку на вал

Fr=₁²+F₂²+2*F₁*F₂*cosβ≈2*F₀*z*cosβ/2          (13)

Где β/2=(180-d₁)/2                                                  (14)

β/2=180-158⁰27’/2=10⁰46’30’’

тогда Fr=2*255,2*2cos10⁰46’30’’=1002,8H

10. находим ресурс наработки ремней

Т=Тср*К₁*К₂ (15)

Где

Тср=2000 часов  –для эксплуатации при среднем режиме нагрузки

К₁- коэффициент  режима нагрузки

К₂- коэффициент  климатических условий 

К₁=1 [1,с.273]

К₂=1 для  центральной зоны [1,c.274]

Тогда Тср=2000часов

11. оценим  долговечность ремня 

U=υ/Lp˂ӀUӀ  (16)

 Для клиноременных  передач [U]=10…..20c¯¹    [1,c.259]

U=5,2/2=2,6¹/c

U=2,6¹/c˂[U]=10¹/c, условие долговечности выполняется.

12. находим  натяжение ветвей ремня 

F₁,₂=F₀

Где Ft- окружное усилие,Н

Ft в Н,Р- в Вт, υ-в м/с

Ft=2,8*10³/5,2=538,5 H

F₁=255,2+538,5/2*2=389,825H

F₂=255,2-538,5/2*2=120,575 H.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Министерство  образования РФ

Костромской государственный университет

Кафедра ТММ  ДМ и ПТМ

 

 

 

 

 

Контрольная работа №2

По курсу : «Детали машин»

Выполнил: студентка 3 курса

Специальность 250403

«Технология деревообработки»

Шифр 09 - зДк-393

Воробьева Л.В.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Кострома 2012

Задача 5.

Рассчитать колса косозубо – прямозубого соосного редуктора. Мощность на ведомом валу редуктора Р₃=17кВт,угловая скорость вращения ведомого вала ω₃=6¹/с и передаточное число редуктора ɥ=23.

  Ш

Р₃=17кВт; ω₃=6¹/c

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

II I

 Эл.двигатель

 

 

 

Рис.1 кинематическая схема цилиндрического  соосного косозубого-прямозубого редуктора.

1. Проводим кинематический и силовой расчет привода.
1. разбиваем общее передаточное число редуктора по ступеням

u=u¹и u¹¹                             (1)

где u¹ и u¹¹-передаточное числа быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно

для соосного редуктора по [2,c.8 табл.1.3]

u¹¹=0,95√u                       (2)

разрешая (1)относительно u¹, находим

u¹¹=u/u¹¹=23/4,556=5,048

2. находим частоту вращения валов редуктора

выходного

n₃=ω₃/2∏=60                                                    (3)

n₃=6*60/2*3.14=57.325мин¯¹

где ω₃- угловая скорость вращения выходного  вала,¹/с

-промежуточного 

n₂=u¹¹*n₃                                                      (4)

n₂=4,556*57,325=261,17мин¯¹

-входного

n₁=u*n₃                                                       (5)

n₁=23*57,325=1318,48мин¯¹

3. находим вращающие моменты на валах редуктора

- на выходном  валу Т₃=Р₃/ω₃                                (6)

Где

Т₃-в Н*м,Р₃-в Вт, ω₃-в 1/c

Т₃=17*10³/6=2833,33H*м

- на промежуточном  валу 

Т₂=Т₃/u¹¹*ƞn*ƞ¹¹                                                       (7)

Где  

Ƞn и ƞ¹¹- К.П.Д пары подшипников и тихоходной ступени соответственно

 Ƞn=0.99

ƞ¹¹=0.96 [2,c.5табл.1.1]

Т₂=2833,33/4,556*0,96=654,35H*м

-на входном  валу

Т₁=Т₂/u¹¹*ƞ¹*ƞn                                                                   (8)

Где n¹=0,97-к.п.д. быстроходной  ступени [2,c.5,табл.1.1]

т₁=654,35/5,048*0,99*0,97=135H*м

2. выбор материала шестерен и колес быстроходной и тихоходной ступеней двухступенчатого косозубого- прямозубого цилиндрического  редуктора .

в качестве материала колес и шестерен принимаем легированную сталь 40Х (поковка). Назначаем термообработку ]1,c.162-163,табл.8.8];

для колес обеих ступеней – улучшение 230…260…НВ, механические характеристики σв=850МПа, принимаем 245Н

для шестерен – улучшение 260…..280 НВ, -механические характеристики σв=950МПа.принимаем 245НВ.

Для шестерен –улучшение 260………280НВ,механические характеристики σв=850-700МПа. Принимаем 245НВ

Для шестерен – улучшение 260…..280НВ,механические характеристики σв=950 МПа,σт=700МПа.принимаем 270 НВ.

Так как дл обеих ступеней редуктора  выполняется условие 

Н₁˃Н₂+(10…….15)НВ                                             (9)

То  обеспечивается приработка зубьев обеих  ступеней

3. определяем допускаемые напряжения

3.1. допускаемые контактные напряжения 

[σн]=(σно/SH)*KHL                                               (10)

Где

[σн]- максимальные напряжения цикла, МПА

σно- предел выносливости материала, МПа

Sн- коэффициент безопасности

КHL- коэффициент долговечности

Коэффициент долговечности КH=1,1 [1,c.168,табл.8.9]

Коэффициент долговечности КHL учитывает влияние срока службы  и режима нагрузки передачи. Для длительно работающих передач КHL принимают равным единице [1,c.168]

Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колес как более  слабому.

σно=2HВ+70                             [1,c.168,табл.8.9 ]     (11)

σно¹= σно¹¹=2*245+70=560МПа

тогда по (10)получаем

[σно]¹=[ σн]¹¹=560/1,1*1=509,1МПа

2. допускаемые напряжения изгиба

[σF]=(σFO/SF)* KFC *KFL                           (12)

Где [σF]-допускаемые напряжения изгиба, МПА

SF- коэффициент безопасности

KFL- коэффициент долговечности

KFC - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. В нашем случае нагрузка односторонняя, KFC=1   [1,c.174]

Коэффициент долговечности KFL   для длительно работающих передач принимаем равным единице     [1,c.174]

σFO=1.8НВ    [1,c.168,табл.8.9]    (13)

Для колес σFO₂¹¹= σFO₂¹=1.8*245=441МПа

Для шестерен σFO₁¹= σFO₂¹=1.8*270=486МПа

SF=1,75     [1,c.178,табл.8.9]

Подставим все найденные величины в (12),получим:

Для колес [σF]₂¹= [σF]₂¹¹=441/1,75*1*1=252МПа

Для шестерен [σF]₁¹= [σF]₁¹¹=486/1,75*1*1=277,7МПа

4. рассчитываем тихоходную цилиндрическую ступень редуктора как более нагруженную и определяющую габариты редуктора

4.1. определение геометрических параметров передачи

- определяем  межосевое расстояние

Ψba     (14)

Епр-приведенный модуль упругости; для стали Епр=2*10⁵,МПа

- вращающий момент на  выходном валу ступени, Т₂=2000*10³Н*мм

 – передаточное число тихоходной ступени редуктора

[σн]-допускаемое контактное напряжение колеса ступени, МПа

Ψba¹¹=0.25….0.4 для нессимитричного расположения [1,c.136,табл.8.4]

Примем Ψba¹¹ =0.4

Ψba¹¹=0.5* Ψba *(uз.п.)             (15)

 

Ψbd¹¹=0,5*0,4(4,556+1)=1,111

По рис.8.15 [1,c.130]находим коэффициент Кнβ

Кнβ¹¹≈1.13

Все найденные  величины подставляем в (14),получим:

=315,3мм

 

Округляем полученное значение межосевого расстояния до ближайшего стандартного по ряду Ra40 [1,c.136]; аw¹¹=315мм       

- определяем ширину зубчатого  венца 

bw=Ψba*aw            (16)

bw¹¹=0.4*315=126 мм

- определяем модуль колеса

m= bw/Ψm                           (17)

где Ψm  =30….20 для редукторных валов [1,c.137-138,табл.8.5]

примем Ψm¹¹=26,тогда

m¹¹=126/26=4,846 мм

округляем значение m до ближайшего большего стандартного значения [1,c.116]

принимаем m¹¹=5 мм

-находим число зубьев:

- суммарное

Z∑=2*aw/m               (18)

Z∑¹¹=2*315/5=126 зубьев

- шестерни 

Z₁= Z∑/(uз.п.+1)             (19)

Z₁¹¹=126/4.556+1=22.68 мм; примем Z₁¹¹=23 зуба

Z₁¹¹˃17, условие неподрезания зубьев выполняется

-колеса 

Z₂= Z∑- Z₁       (20)

Z₂¹¹=126-23=103 зуба

-определим фактическое передаточное  число передачи 

Uф= Z₂/ Z₁                     (21)

Uф¹¹=103/23=4.478

Отклонение от расчетного передаточного  отношения составляет

∆u=Ӏuф-uӀ/u*100%˂3%                    (22)

∆u=Ӏ4.478-4.556Ӏ/4.556*100%=1.7%˂3%, отклонение допустимо

-находим делительные диаметры  шестерни и колеса

d₁=z₁*m                   (23)

d₁¹¹=23*5=115 мм

d₂¹¹=103*5=515 мм

-уточняем межосевое расстояние 

aw=( d₁+ d₂)/2               (24)

aw¹¹=115+515/2=315 мм

- находим оставшиеся геометрические  параметры

-диаметры впадин

df₁=di-2,5m               (25)

df₁¹¹=115-2,5*5=102,5 мм

df₂¹¹=515-2,5*5=502,5 мм

-диаметры выступов 

Dai=di+2m         (26)

da₁¹¹=115+2*5=125 мм

da₂¹¹=515+2*5=525 мм

-высота головки зуба 

ha=m             (27)

ha¹¹=5 мм

- высота ножки зуба

Hf=1.25m                         (28)

hf¹¹1.25*5=6.25 мм

-полная высота зуба