контрольная работа по деталям машин. КР Ижевск. Задача 1 Привод состоит из электродвигателя мощностью Р

• Название: Задача 1 Привод состоит из электродвигателя мощностью Р
• Анкор: контрольная работа по деталям машин
• Дата: 16.05.2023
• Размер: 3.7 Mb.
• Имя файла: КР Ижевск.docx
• Тип: Задача; #1134579

Задача №1

Привод состоит из электродвигателя мощностью Р_дв, кВт, с частотой вращения n_дв, мин ^-1, редуктора и цепной передачи.

Требуется определить:

а) угловые скорости валов;

б)передаточные числа;

в) общий КПД и вращающие моменты для всех валов.

Исходные данные для расчета для варианта 11:

- cхема IX

- мощность электродвигателя Р_дв =1,2 кВт

- частота вращения электродвигателя n_дв =720 об/мин

- передаточное число редуктора u_зп=2,5.

Решение: 1. Данный привод состоит из цилиндрического косозубого редуктора, ведущий вал которого получает вращение от электродвигателя. Привод осуществляется от асинхронного электродвигателя. Ведомый вал редуктора передает вращение ведущей звездочке открытой цепной передачи через муфту. Ведомый вал цепной передачи приводит в действие непосредственно рабочий механизм.

Редуктор данного привода вертикальный, т.е. с горизонтальным расположением ведущего и ведомого валов. Редукторы такого типа обычно применяются для передачи вращающего момента при параллельном расположении осей.

2. Определяем общий коэффициент полезного действия

, (1)

где – КПД закрытой зубчатой передачи, ;

– КПД открытой цепной передачи, ;

– КПД пары подшипников качения, ;

– КПД пары подшипников скольжения, ;

– КПД муфты, .



3. Определяем общее передаточное отношение привода:

и=и_{оп ·} и_зп

Передаточное число цепной передачи: u_оп =z₄/ z₃= 70/25 =2,8  .

и=и_{оп ·} и_зп =2,8·2,5=7.

4. Определяем силовые и кинематические параметры привода

Параметр		Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме. дв–м––зп––м––оп––рм
Мощность Р, кВт		дв Б Т рм	Рдв = 1,2
Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость ω, 1/с	дв Б Т рм	nном= 720	=75,36
Вращающий момент Т, Нм		дв Б Т рм

Задача №2

В зависимости от варианта по данным первой задачи рассчитать основные параметры зубчатой нереверсивной передачи общего назначения с ресурсом работы t = 36000 чдля зубчатой передачи.

Решение: 1. Выбираем материал – сталь 40Х.

Принимаем термообработку для колес - улучшение поковки, для шестерни до твёрдости НВ₁ = 269...302, НВ_2ср. = 285, для колеса – улучшение поковки НВ₂ = 235...262, НВ_2ср. = 248,5

2. Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

[σ_н]₁ = 1,8НВ_ср+67)=1·(1,8·285+67)=580 МПа

[σ_н]₂ = 1,8НВ_ср+67)=1·(1,8·248,5+67)=514,3 МПа

В дальнейшем расчет ведем по наименьшему значению, принимаем

[σ_н] =514,3 МПа

Принимаем допускаемые напряжения на изгиб для шестерни и колеса:

[σ_F]₁ = 293,55 МПа

[σ_F]₂ = 256 МПа

В дальнейшем расчет ведем по наименьшему значению, принимаем

[σ_F] =256 МПа

3. Определяем главный параметр передачи – межосевое расстояние.

Принимаем расчётные коэффициенты. Выбираем ψ_α= 0,3 , К_Нβ = 1.

Определяем межосевое расстояние:

α_w ≥ 43 · (2,5+1) · = 63,2 мм

Принимаем по стандарту α_w = 70 мм.

4. Определяем модуль зацепления.

.

где - делительный диаметр колеса.

- ширина венца колеса.

Округляем полученное значение модуля в большую сторону до стандартного, принимаем m= 1 мм.

5. Определяем угол наклона зубьев



6. Определяем числа зубьев

Суммарное число зубьев

Z_Σ = = .

Примем Z_Σ=138.

z₁ = z_Σ/(u + 1)=138/(2,5+1)=39,43 принимаем z₁ =39

z₂= z_Σ – z₁ = 138-39=99.

7. Определяем фактическое передаточное число u' = 99/39 = 2,54

Отклонение от принятого передаточного числа 1,6%<4%, что допустимо.

8. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:



9. Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса:

а) диаметры делительных окружностей

d₁ = mz₁=1·39=39 мм

d₂ = mz₂=1·99=99 мм

б) фактическое межосевое расстояние

α_w' = (d₁ + d₂)/(2cosβ) = (39 + 99)/(2cos 9,69632⁰) = 70 мм

в) диаметры вершин зубьев

d_a1=d₁+2m=39+2·1=41 мм

d_a2=d₂+2m=99+2·1=101 мм

в) диаметры впадин

d_f1=d₁-2,4m=39-2,4·1=36,6 мм

d_f2=d₂-2,4m=99-2,4·1=96,6 мм

г) ширина венца колеса и шестерни

b₂ = ψ_α·α_w = 0,3 · 70 = 21 мм

b₁ = b₂ + 5 = 26 мм

10. Определяем силы в зацеплении:

а) окружная F_t = 2 · T₂/d₂= 2 · 36,7 · 10³/99 = 741,4 Н

б) радиальная F_r = F_t tg20⁰/соsβ = 741,4· tg20⁰/cos 9,69632⁰= 273,8 Н

в) осевая F_а = F_t tgβ = 741,4·tg9,69632⁰=126,7 Н

Консольная сила от муфты на ведомом валу F_м=125

11. Определяем окружную скорость передачи:

υ = ω₂d₂/2·10³ = 30,144 · 99/2·10³ ≈ 1,5 м/с

Назначаем 9 степень точности.

12. Определяем контактные напряжения рабочих поверхностей зубьев:

σ_H=376· =459,6 МПа < [σ_H]= 514,3 МПа

Условие прочности выполняется.

Вычисляем эквивалентные числа зубьев и определяем коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:

z_v1 = z₁/cos³β = 39/cos³ 9,69632⁰=40,72 Y_F1 = 3,7

z_v2 = z₂/cos³β = 99/cos³ 9,69632⁰=103,4 Y_F2 = 3,6

Определяем для шестерни и колеса отношение

[σ_F]₁/Y_F1 = 293,55/3,7 = 79,34 МПа

[σ_F]₂/Y_F2 = 256/3,6 = 71,11 МПа

Так как 71,11 < 79,34 , то расчёт на изгиб ведём по колесу.

Определяем напряжения на изгиб:

σ_F = ≤ [σ_F]

K_Fβ = 1; K_Fv= 1,25; K_Fα = 0,92; Y_β = 1

σ_F = =118,1 МПа < [σ_F2] =256 МПа

условие прочности на изгиб выполняется.

Задача №3

Исходя из результатов решения первой и второй задач, выполнить эскизную компановку узла ведомого вала и определить основные размеры вала.

Решение: 1. Выполняем проектный расчёт валов редуктора

а) расчёт быстроходного вала

Принимаем допускаемое напряжение =10 МПа.

Определим диаметр выходного конца вала



По ГОСТ принимаем

Длина выходного конца вала под полумуфту

мм , конструктивно принимаем мм.

Определим диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и правый подшипник:



где =2 мм – высота буртика, при диаметре ступени из табл. 7.1 стр. 112 [1]



Принимаем ближайшее стандартное значение диаметра вала соответствующее диаметру внутреннего кольца подшипника –

Определим длину ступени вала под правый подшипник и уплотнение крышки подшипника:





Принимаем

Определим диаметр вала под шестерню :



где – координата фаски подшипника, при диаметре ступени из

таблицы 7.1 стр. 112 r=2 мм.



принимаем

Длину ступени вала под шестерню определим графически по эскизной компоновке.

Диаметр вала под левый подшипник: .

По диаметру вала в местах посадки подшипников в соответствии с таблицей 7.2 стр. 115 для быстроходного вала косозубой цилиндрической передачи предварительно намечаем радиально шариковые однорядные подшипники средней серии 305, имеющие следующие размеры: d= 25 мм; D₁=62 мм; В₁ =17 мм.

Определим длину ступени вала под правый подшипник :



_где – толщина маслозащитного кольца,





Р исунок 5 – Конструкция быстроходного вала цилиндрического редуктора.
б) расчёт тихоходного вала

При расчёте тихоходного вала принимаем ₁=20 МПа

Определим диаметр выходного конца вала по формуле:

мм

По ГОСТ принимаем

Определим длину выходного конца тихоходного вала :



мм, принимаем мм

Определим диаметр вала под левый подшипник



_где – высота буртика, при диаметре ступени t=2 мм.

Принимаем стандартное значение диаметра .

Определим длину ступени вала под левый подшипник :



. примем

Определяем диаметр вала под колесо по формуле:



Принимаем .

где – координата фаски подшипника, при диаметре ступени из таблицы 7.1 стр. 112 r=2 мм.

Диаметр вала под правый подшипник:

Длину ступени вала под колесо определим графически по эскизной компоновке.

По диаметру вала в местах посадки подшипников вала намечаем радиально шариковые однорядные подшипники легкой серии 205, имеющие следующие размеры: d= 25 мм; D₁=52 мм; В₁ =15 мм.

Определим длину ступени под правый подшипник:










Р исунок 6 – Конструкция тихоходного вала цилиндрического редуктора.

2





. Определяем конструктивные размеры шестерни и колеса

Геометрические параметры проектного расчёта передачи:

• 
  для шестерни: d₁ = 39 мм; d_a1=41 мм; d_f1=36,6 мм; b₁ = 26 мм
  
• 
  для колеса: d₂ = 99 мм; d_a2=101 мм; d_f2=96,6 мм; b₂ = 21 мм
  

Высчитываем дополнительные геометрические размеры передачи:

• 
  диаметр ступицы колеса
  

принимаем

• 
  высота венца колеса
  

принимаем s=10 мм.

• 
  толщина ступицы колеса
  

принимаем δ_ст=10 мм

• 
  толщина диска колеса
  

.

• 
  длину ступицы колеса
  

Принимаем .









Задача №4

Подобрать подшипники качения для ведомого вала рассчитываемого редуктора. Исходные данные принять исходя из результатов решения трех предыдущих задач. Долговечность работы подшипника должна соответствовать сроку службы передачи (см. условие задачи 2).


Нанесём составляющие реакций подшипников:

• 
  опора C –
  
• 
  опора D –
  

Определяем реакции опор в гори­зонтальной плоскости :

;

;

R_DX = -840,98 Н R_CX = 825,08 Н

Проверка:
Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:

М_Y1 = М_Y4 =0

М_Y3 = -F_M ·l_M = - 757,3·0,057= - 43,2 Нм

М_Y2= -R_СX ·l_T/2= - 825,08·0,095/2= - 39,2 Нм

Построим в масштабе эпюру изгибающих момен­тов в горизонтальной плоскости в масштабе .

Определяем реакции опор от сил, действующих в вертикальной плоскости

;

;

R_CY = 70,88 Н R_DY = 202,92 Н

Проверка:

Определяем изгибающие моменты в опасных сече­ниях вала:

М_Х1 = М_Х3= М_Х4=0

М_Х2= R_СY ·l_T/2= 70,88 · 0,095/2 = 3,34 Нм

М_X2= R_DY ·l_Т/2= 202,92 · 0,095/2 = 9,64 Нм

Построим в масштабе эпюру изгибающих момен­тов в вертикальной плоскости

Строим в масштабе эпюру крутящих моментов

М_z= F_t · d₂/2= 741,4 · 0,099/2 = 36,7 Нм .

Определим суммарные реакции опор и :





Расчёт эквивалентной нагрузки выполняем для подшипника с радиальной нагрузкой –R_D=865,12 H. Принимаем коэффициенты:

• 
  коэффициент радиальной нагрузки – Х=0,41;
  
• 
  коэффициент осевой нагрузки –Y=0,87;
  
• 
  коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника –
  
• 
  коэффициент безопасности –
  
• 
  температурный коэффициент (до 100С) –
  

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:



Определяем расчётную динамическую грузоподъемность наиболее нагруженного подшипника :



что удовлетворяет динамической грузоподъёмности подшипника.

Определяем расчётную долговечность подшипника:

,

что удовлетворяет ресурсу редуктора

Задача №5

Подобрать шпонку для соединения ведомого колеса с валом и проверить прочность соединения. Исходные данные взять из результатов решения предыдущих задач.

Р ешение:

По диаметру ступени вала подбираем стандартную призматическую шпонку со скруглёнными концами.

Шпоночное соединение зубчатого колеса закрытой передачи с тихоходным валом редуктора =32 мм длина ступицы . Выбираем шпонку:

bxh = 10x8 мм; t₁=5 мм; t₂=3,3 мм



Рисунок 9 – Схема шпоночного соединения

Из стандартного ряда выбираем длину шпонки l_Ш=50 мм , на 10 мм меньше длины ступицы колеса. Определим рабочую длину шпонки:



Проверяем ступицу колеса на смятие:



что удовлетворяет условию прочности.