Контрольная работа: Детали машин

⚡ 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ
Курганский государственный университет
Руководитель __________________/ Крохмаль Н.Н.
/
Комиссия __________________/_____________/
Рассчитать клиноременную передачу. Мощность на ведущем валу Р 1
=10кВт, угловые скорости шкивов ω 1
=77 с -1
и ω 2
=20 с -1
, режим работы – спокойный, угол наклона линии центров к горизонту 30 ▫
. Режим работы – трехсменный, нагрузка -спокойная.
По табл. 55 стр.87 /2/ выберем сечение D.
По табл. 56 и 57 стр.88 /2/ выбираем его характеристики:
W p
=27 мм, W=32 мм, А=1,38 мм 2
, Т=19 мм, d plmin
=315 мм, L p
=3150-15000 мм, m пм
=0,6 кг/м.
d p
1
=1,1*d plmin
=1,1*315=346,5 мм.
Примем по табл. 58 стр.89 /2/ d p
1
=355 мм.
d p
2
=u*d p
1
=3,85*355=1367 мм. Примем по табл. 58 стр.89 /2/ d p
2
=1370 мм.
4.4 Уточнение передаточного отношения с учетом относительного скольжения
u ф
= d p
2
/[d p
1
*(1-ζ)]= 1370/[355*(1-0,01)]=3,9.
4.5 Оценка ошибки передаточного отношения.
(u-u ф
/u)*100%=(3,85-3,9/3,85)*100%=1,3%<5%.
a min
=0,55*(d p1
+d p2
)+T=0,55*(d p1
+d p2
)+T=0,55*(355+1370)+19=968 мм.
a max
=d p
1
+d p
2
=355+1370=1725 мм.
L p
=2*a+π*(d p1
+d p2
)/2+(d p2
-d p1
) 2
/4a==2*1000+π*(355+1370)/2+(1370-355) 2
/4*1000=4967 мм.
4.8 Уточненное межосевое расстояние.
а=0,25*{(L p
-x)+[(L p
-x) 2
-2y] 0,5
}=0,25*{(5000-2710)+[(5000-2710) 2
-2*1030225] 0,5
}=1019 мм.
Здесь x= π*(d p1
+d p2
)/2= π*(355+1370)/2=2710; y=(d p2
-d p1
) 2
=(1370-355) 2
=1030225.
α 1
=180 ▫
-57 ▫
*(d p
2
-d p
1
)/a=180 ▫
-57 ▫
*(1370-355)/1020=123,3 ▫
.
4.10 Коэффициенты для определения расчетной мощности:
коэффициент длины ремня по табл. 59 стр.91 /2/: С L
=0,98;
коэффициент режима работы по табл. 60 стр.92 /2/: С p
=1,4;
коэффициент угла обхвата по табл. 61 стр.92 /2/: С α
=0,82;
коэффициент числа ремней по табл. 62 стр.92 /2/: С z
=0,95.
4.11 Расчетная мощность передаваемая одним ремнем.
Р р
=Р о
* С L
*С p
/ С α
=8,29*0,98*1,4/0,9=12,6 кВт.
Здесь Р о
= 8,29 кВт – номинальная мощность по табл. 55 стр.87 /2/.
Z=Р 1
/(Р р
*С z
)=18/(12,6*0,95)=1,5. Примем Z=2.
V= ω 1
*d р1
/2000=77*355/2000=13,7 м/с.
4.14 Сила предварительного напряжения ветви ремня.
F 0
=850*Р 1
*С р
*С L
/(Z*V*C α
)+θ*V 2
,
где θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу по табл. 59 стр.91 /2/ примем θ=0,6.
F 0
=850*18*1,4*0,98/(2*13,7*0,82)+0,6*13,7 2
= 1050 Н = 1,05 кН.
F t
=P 1
*1000/V=18*1000/13,7=1300 Н=1,3 кН.
4.16 Максимальное напряжение в ремне
где σ p
= F 0
/А+F t
/(2*Z*A)+ρ*V 2
/1000000==1050/4,76+1300/(2*2*4,76)+ 1200*13,7 2
/1000000=3 МПа.
σ н
=2*(Е н
*У)/d р1
=2*678/355=4 МПа.
Здесь произведение (Е н
*У)=678 для ремня сечения В.
F в
=2* F 0
*Z*sin(α 1
/2)= 2*1,05*1*sin(123,/2)=1,8 кН.
L h
=N оц
*L p
/(60*π*d 1
*n 1
)*(σ -1
/σ max
)*C u
,
где N оц
– цисло циклов, выдерживаемое ремнем по стандарту, по табл. 63 стр.92 /2/ N оц
=4,7*10 6
;
σ -1
=9 МПа – предел выносливости материала ремня;
C u
=1,5*(u) 1/3
-0,5=1,5*(3,85) 1/3
-0,5=1,9 - коэффициент учитывающий передаточное отношение.
L h
=4,7*10 6
*5000/(60*π*355*735)*(9/7)*1,9=614 ч.
Здесь n 1
=30* ω 1
/π=30*77/ π=735 об./мин. – частота вращения ведущего шкива.
Рассчитать червячную передачу ручной тали. Вес поднимаемого груза F=15 кН, усилие рабочего на тяговую цепь F р
=150 Н, диаметр тягового колеса D тк
=300 мм, диаметр звездочки D з
=120 мм, срок службы редуктора t h
=18000 ч. Режим работы – кратковременный.
где η ч
– КПД червячной передачи (η ч
=0,7…0,8, примем η ч
=0,7);
η п
– КПД одной пары подшипников качения (η п
=0,99…0,995, примем η з
=0,99);
m – число пар подшипников качения (m=2).
Здесь V р
– скорость движения груза. Примем V р
=1 м/с.
Здесь u – передаточное отношение червячной передачи. Примем u=32.
Скорость движения груза V г
=π*D тк
*n 2
/60000= π*300*5/60000=0,1 м/с.
1.5. Определение крутящих моментов на валах.
Т 1
=9550*Р 1
/n 1
=9550*1,5/159=90 Н*м.
Т 2
=9550*Р 2
/n 2
=9550*2,2/5=4202 Н*м.
a) Крутящий момент на валу червячного колеса Т 2
=4202 Н*м;
c)частота вращения червяка n 1
=159 об./мин.
2.2. Определение числа витков червяка и числа зубьев червячного колеса.
Выберем из табл.25 стр.50 /2/: Z 1
=1. Z 2
= u*Z 1
=32*1=32.
Определим ожидаемую скорость скольжения
V I
S
=4,5*n 1
*Т 2
1/3
/10 4
=4,5*159*4202 1/3
/10 4
=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 σ в
=315 МПа.
Выбираем из табл.27 стр.52 /2/: [σ H
] 2
=110 Мпа.
2.5. Определение предварительного значения коэффициента диаметра.
2.6. Определение ориентировочного межосевого расстояния.
a I
w
=610*(Т 2
*К β
*К V
/[σ Н
] 2
2
) 1/3
,
где К β
– коэффициент неравномерности нагрузки,
К V
– коэффициент динамической нагрузки.
Для предварительного расчета примем К β
*К V
=1,4.
a I
w
=610*(4202*1,4/110 2
) 1/3
=480 мм.
2.7. Предварительное значение модуля.
m I
=2*a I
/(Z 2
+q I
)=2*480/(32+8)=24 мм.
Выбираем из табл.28 стр.53 /2/: m=20 мм, q=8.
2.9. Коэффициент смещения X=а w
/m-0,5*(Z 2
+q)=400/20-0,5*(32+8)=0.
2.10. Отклонение передаточного числа.
Δu=|(u-Z 2
/Z 1
)/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(Z 1
/q)= arctg(1/8)=7,1 о
.
2.11.2. Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления.
V S
=π*160*159/(60000*cos7,1)=1,3 м/с.
2.11.3. Коэффициент динамической нагрузки.
Выбираем из табл.29 стр.54 /2/: K V
=1 для степени точности 7.
2.11.4. Коэффициент неравномерности нагрузки.
где θ=72 – коэффициент деформации червяка, выбранный из табл.30 стр.55 /2/;
X – коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки (для постоянной нагрузки). X=0.
2.11.5. Расчетные контактные напряжения.
σ Н
2
=5300*[{Z 2
/(q+2*X)/a w
} 3
*K β
*K V
*T 2
] 0,5
/[Z 2
/(q+2*X)]=
=5300*[{32/(8+2*0)/400} 3
*1,03*1*4202] 0,5
/[32/(8+2*0)]=87 Мпа<[σ H
] 2
=110 Мпа.
2.12.. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.
2.12.1. Эквивалентное число зубьев колеса
Z V2
=Z 2
/cos 3
γ = 32/cos 3
7,1=33.
Выбираем из табл.31 стр.55 /2/: Y F
2
=1,71.
2.12.3. Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса.
σ F2
=1,5*T 2
* Y F2
* K V
* К β
* cosγ*1000/(q*m 3
*Z 2
)< [σ F
],
[σ F
] – допускаемые напряжения изгиба.
σ F2
=1,5*1019*1,71*1*1,03*cos7,1*1000/(8*20 3
*32)=8,2 Мпа<[σ F
]=25 Мпа.
2.13. Геометрический расчет передачи.
червяка – d а1
= d 1
+2*m=160+2*20=200 мм,
колеса – d а2
= d 2
+2*m=640+2*20=680 мм.
Высота головки витков червяка: h f
1
=1,2*m=1,2*20=24 мм.
червяка – d f
1
=d 1
-2*h f
1
=160-2*24=112 ,
колеса – d f
2
=d 2
-2*m*(1,2+X)=640-2*20*(1,2+0)=592 мм.
Наибольший диаметр червячного колеса:
d aW
=d a
2
+6*m/(Z 1
+2)= 680+6*20/(2+2)=710 мм.
Ширина венца червячного колеса: b 2
=0,75*d a
1
=0,75*200=150 мм.
Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса:
a w
=0,5*m*(q+Z 2
+2*X)=0,5*20*(8+32+2*0)=400 мм.
b 1
=(11+0,06*Z 2
)*m=(11+0,06*32)*20=258,4 мм. Примем b 1
=260 мм.
2.14. Данные для контроля взаимного положения разноименных профилей червяка.
Делительная толщина по хорде витка:
S a1
=0,5*π*m* cosγ=0,5*π*20*cos7,1=31,2 мм.
h a
1
=m+0,5* S a
1
*tg[0,5*arcsin (S a1
*sin 2
γ/d 1
)]=
=20+0,5* 31,2*tg[0,5*arcsin (31,2*sin 2
7,1/160)]=20,02 мм.
2.15. Усилия в зацеплении червячной передачи.
2.15.1. Окружная сила червячного колеса и осевая сила червяка
F t
2
=F a
1
=2*T 2
/d 2
=2*4202*1000/640=13 *1000 Н*м=13 Н*мм.
2.15.2. Окружная сила червяка и осевая сила червячного колеса
F t1
=F a2
= F t2
*tg(γ+ρ)= 13*tg(7,1+2,2)=2,1*1000 Н*м=2,1 Н*мм.
Здесь ρ – угол трения. Выбираем из табл.34 стр.59 /2/ ρ=2,2.
2.15.3. Радиальные силы червячного колеса и червяка
F r
2
=F r
1
=0,37* F t
2
=0,37*13=4,8 *1000 Н*м=4,8 Н*мм.
2.16. Тепловой расчет червячной передачи.
Для открытых ручных червячных передач тепловой расчет не требуется.
Стрела прогиба и условие достаточной жесткости:
f=L 3
*(F t1
2
+F r1
2
) 0,5
/(48*E*I пр
)<[f],
где L – расстояние между серединами опор червяка,
L=(0,9…1,0)*d 2
=(0,9…1,0)*640=(576…640) мм, примем L=640 мм;
E – модуль упругости стали, Е=2,1*10 5
Мпа,
I пр
– приведенный момент инерции сечения червяка,
I пр
=π*d f1
4
*(0,375+0,625*d a1
/d f1
)/64=
=π*112 4
*(0,375+0,625*200/112)/64=11,5*10 6
мм 4
;
[f] – допустимая стрела прогиба, [f]=m/200=20/200=0,1 мм.
f=640 3
*(13000 2
+4800 2
) 0,5
/(48*2,1*10 5
*11,5*10 6
)=0,03 мм<[f]=0,1 мм.
По данным задачи №5 рассчитать вал червячного колеса редуктора и подобрать для него по ГОСТу подшипники качения. Расстоянием между подшипниками задаться.
Ориентировочный расчет вала проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям ([τ] кр
=20 Мпа).
d с
=(Т/0,2[τ] кр
) 1/3
=(4202*1000/0,2*20) 1/3
=102 мм. Примем d с
=100 мм.
Диаметр вала под подшипниками примем d п
=110 мм.
Диаметр вала под колесом примем d к
=115 мм.
Диаметр буртика вала примем d б
=120 мм.
F t
=13 кН, F r
=4,8 кН, F а
=2,1 кН, F=15 кН, Т=4202 кН*мм,
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому.
Определим реакции опор (см. рисунок 1).
R Ay
*300- F r
*150+ F а
1
*d/2- F*200=0;
R Ay
=(F r
*150-F а
1
*d/2+ F*200)/300=(4,8*150- 2,1*640/2+15*200)/300=10,2 кН;
R В
y
*300- F*500+F r
*150+ F а1
*d/2=0;
R В
y
=(F*500-F r
*150-F а1
*d/2)/300=(15*500-4,8*150-2,1*640/2)/300=20,5 кН;
ΣХ=0; F t
- R Ax
-R В
x
=0; 13-6,5-6,5=0;
ΣY=0; F r
- R Ay
+ R В
y
- F м
=0; 4,8-10,2+20,5-15=0;
Условия равновесия выполняются, следовательно расчет реакций выполнен верно.
Определим суммарный изгибающий момент в месте посадки зубчатого колеса и в сечении посадки подшипника В.
Где М х
и М у
– изгибающие моменты в плоскостях х и у.
М хчк
= R Ах
*100=6,5*150=975 кН*мм;
М учк
= R Ау
*100=10,2*150=1530 кН*мм.
М счк
=(975 2
+1530 2
) 1/2
=1814 кН*мм.
М сВ
=(3000 2
+0 2
) 1/2
=3000 кН*мм.
Опасным является сечение посадки подшипника В, т.к. в нем изгибающий момент имеет большее значение, а диаметр - меньшее
где W - осевой момент сопротивления сечения.
Осевой момент сопротивления опасного сечения:
W= π*d 3
/32=π*110 3
/32=113650 мм 3
.
Полярный момент сопротивления в опасном сечения:
W к
= π*d 3
/16= π*110 3
/16=227300 мм 3
.
Амплитуда нормальных напряжений в опасном сечении:
σ α
=М с
/W=3000000/113650=26,4 МПа.
n=((1/n σ
) 2
+(1/n τ
) 2
) -0,5
>[n],
где n σ
и n τ
– запасы прочности вала по нормальным и касательным напряжениям;
[n]=1,75 – допускаемый запас прочности.
n σ
=σ -1
/(к σ
*σ α
*ε σ
-1
+ψ σ
*σ m
),
где σ -1
=0,43*σ в
– предел выносливости материала вала по нормальным напряжениям при симметричном цикле (см. табл.1 стр.79 /4/).
к σ
=1,8 – эффективный коэффициент концентрации напряжений,
ε σ
-1
=0,82 - коэффициент, учитывающий диаметр вала;
ψ σ
=0,2 – коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей;
σ m
=F a
/(π*d 2
/2)=2100/(π*105 2
/2)=0,1 МПа – среднее значение напряжений, при нагружении вала осевой силы.
n σ
=344/(1,8*26,4*0,82+0,2*0,1)=8,8.
n τ
=τ -1
/(к τ
*τ α
*ε τ
-1
+ψ τ
*τ m
),
где τ -1
=0,6*σ -1
=0,6*344=206,4 МПа – предел выносливости материала вала по касательным напряжениям при симметричном цикле;
к τ
=1,7 – эффективный коэффициент концентрации напряжений,
τ α
=0,5*Т 2
/W к
=0,5*4202000/227300 = 9,2 МПа – амплитудное значение напряжений;
ε τ
-1
=0,7 - коэффициент, учитывающий диаметр вала;
ψ τ
=0,1 – коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей;
n τ
=206,4/(1,7*9,2*0,7+0,1*0,1)=18,8.
n=((1/8,8) 2
+(1/18,8) 2
) -0,5
=8>[n]=1,75.
Условие прочности выполняется, следовательно, вал прочен.
3. Расчет подшипников качения редуктора
На валу редуктора использованы конические роликоподшипники легкой серии 7226А ГОСТ 27365-87. Динамическая грузоподъёмность подшипников С=660 кН, статистическая грузоподъёмность С 0
=600 кН, е=0,435 (см. табл. 18.33 стр. 319 /1/).
Определим суммарные радиальные реакции опор:
R А
=(R Ах
2
+R А
y
2
) 0,5
=(6,5 2
+10,2 2
) 0,5
=12,1 кН.
R В
=(R Вх
2
+R В
y
2
) 0,5
=(6,5 2
+20,5 2
) 0,5
=21,5 кН.
где Х=1 – коэффициент, учитывающий влияние радиальной силы (выбран по соотношению F a
/[V*R]=2,1/[1*12,1]=0,17<е=0,435);
Y=0 – коэффициент, учитывающий влияние осевой силы;
V=1 - коэффициент, учитывающий, какое колесо вращается;
А В
= 0,83*е*R В
=0,83*0,435*21,5=7,8 кН.
К т
=1 – температурный коэффициент.
Р эквА
=(1*1*8,6+0*9,9)*1*1=8,6 кН.
Р эквВ
=(1*1*3,8+0*7,8)*1*1=3,8 кН.
Проверим подшипник А как наиболее нагруженный на долговечность.
где m=10/3 показатель долговечности подшипников (для шарикоподшипников).
L h
=10 6
*L/60*n=10 6
*2*10 6
/60*5=6,7*10 9
ч.
Долговечность подшипников более 5000 часов, следовательно подшипники удовлетворяют условию долговечности.
1. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. техникумов. – М.: Высш. шк., 1984. – 336 с., ил.
2. Ратманов Э.В. Расчет механических передач: Учебное пособие. – Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та, 2007. – 115 с.
3. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов: Учеб. пособие. – 2-е изд., перераб. и доп. – К.: Выща шк. 1990. – 151 с.: ил.
4. Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. Минск, «Вышэйш. школа», 1974. 592 с, с ил.

Название: Детали машин
Раздел: Промышленность, производство
Тип: контрольная работа
Добавлен 03:37:54 22 ноября 2009 Похожие работы
Просмотров: 228
Комментариев: 18
Оценило: 4 человек
Средний балл: 4.8
Оценка: неизвестно   Скачать

Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Контрольная работа: Детали машин
Учебное пособие: Методические указания по выполнению курсовых проектов для студентов очного и заочного отделений
Реферат: Простое товарищество
Дипломная работа: Создание и функционирование лизинговой компании. Скачать бесплатно и без регистрации
Язык В Жизни Человека Сочинение
Реферат по теме Проблема загрязнения атмосферы
Мысли И Слова Сочинение
Сочинение По Повести О Александре Невском
Курсовая работа по теме Зоогигиена. Аэродинамический расчет в коровнике
Курсовая Работа На Тему Система Профориентационной Работы Классного Руководителя
Вступление В Сочинение Описание Человека
Реферат по теме Літаратура другой паловы XVI ст
Дипломная работа: Туристский продукт, особенности его сбыта и экономическая эффективность обслуживания
Дипломная работа: Повышение эффективности лесопромышленного предприятия на примере ОАО по Усть-Илимский лесопромышленный
Реферат: Функции государственного управления
Контрольная работа по теме Основы козоводства
Курсовая работа: Аудит кассовых операций. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат по теме Вселенські синоди і витоки полеміки між Візантією і Заходом
Столовая Курсовая Работа
Реферат по теме Психология атеизма
Практическое Значение Реферата По Гигиене
Сочинение: Антон Павлович Чехов
Реферат: Диалектика изменений
Реферат: Труднорешаемые задачи