Зміст С.

Методичні вказівки

до виконання розрахунково-графічної роботи з курсу ДМ та ПТМ

" Кінематичний розрахунок привода і розрахунок зубчастої передачі редуктора"

для студентів інженерно-механічних спеціальностей
денної та заочної форм навчання

Суми

Сумський державний університет

Методичні вказівки

до виконання розрахунково-графічної роботи з курсу ДМ та ПТМ " Кінематичний розрахунок привода і розрахунок зубчастої передачі редуктора" /укладач В.Б.Курочкін. – Суми: Сумський державний університет, 2011.- 22 с.

Кафедра опору матеріалів і машинознавства

ЗМІСТ С.

1 ЗАГАЛЬНІ ПОЛОЖЕННЯ 3

2 ВИХІДНІ ДАНІ ДО ВИКОНАННЯ РОЗРАХУНКОВО-ГРАФІЧНОЇ РОБОТИ 3

3 ПОСЛІДОВНІСТЬ РОЗРАХУНКУ 4

4 ПРИКЛАД КІНЕМАТИЧНОГО РОЗРАХУНКУ ПСК І РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ РЕДУКТОРА 4

5 СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ 24

1 ЗАГАЛЬНІ ПОЛОЖЕННЯ

Методичні вказівки до виконання розрахунково-графічної роботи з курсу ДМ та ПТМ " Кінематичний розрахунок привода і розрахунок зубчастої передачі редуктора" складені відповідно до програми дисципліни.

Розрахунково-графічна робота(РГР) є комплексною, відповідає розділу “Механічні передачі”і являє собою етап проектування передач привода стрічкового конвеєра(ПСК).

Роботу необхідно виконати на аркушах формату А4(210х297 мм), вона повинна містити

- завдання на розрахунок;

- кінематичну схему ПСК;

- кінематичний розрахунок ПСК;

- розрахунок зубчастої передачі;

- таблиці результатів розрахунків;

- список використаної літератури;

- зміст.

2 ВИХІДНІ ДАНІ ДО ВИКОНАННЯ РГР

- кінематична схема ПСК;

- сила, прикладена до стрічки, F, Н;

- швидкість стрічки, v, м/с;

- діаметр барабана, D, м;

- матеріал шестірні;

- термообробка шестірні;

- матеріал колеса;

- термообробка колеса;

- ресурс редуктора.

3 ПОСЛІДОВНІСТЬ РОЗРАХУНКУ

3.1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок ПСК.

3.2 Визначення допустимих контактних напружень.

3.3 Розрахунок основних параметрів зубчастої передачі і геометричних розмірів шестірні та колеса.

3.4 Перевірний розрахунок зубчастої передачі по контактних напруженнях.

3.5 Визначення сил, які діють у зачепленні.

3.6 Перевірка зубів на витривалість по напруженню згину.

4 ПРИКЛАД КІНЕМАТИЧНОГО РОЗРАХУНКУ ПСК І РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ РЕДУКТОРА

4.1 Вихідні дані:

- кінематична схема ПСК;

- сила, прикладена до стрічки F = 8 кН;

- швидкість стрічки v = 1 м/с;

- діаметр барабана D = 0, 3 м;

- матеріал шестірні Сталь 40Х;

- термообробка шестірні Поліпшення;

- матеріал колеса Сталь 40Х;

- термообробка колеса Поліпшення;

- ресурс редуктора t_р = 16000 год.

4.2 Кінематична схема ПСК.

Рисунок 1 - Кінематична схема привода стрічкового конвеєра

4.3 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок ПСК

4.3.1 За табл. 1.1 [1, с.5] вибираємо ККД пасової, зубчастої і ланцюгової передач, і коефіцієнт, який враховує втрати на тертя в підшипниках, і визначаємо загальний ККД приводу:

- ККД пасової передачі η ₁ = 0, 96;

- коефіцієнт, який враховує втрати на тертя в підшипниках η ₂ = 0, 9925;

- ККД зубчастої передачі у закритому корпусі η ₃ = 0, 975;

- ККД ланцюгової передачі η ₄ = 0, 925.

Загальний ККД привода:

.

4.3.2 Потужність на валу барабана

кВт.

4.3.3 Кутова швидкість вала барабана

рад/с.

4.3.4 Потрібна потужність електродвигуна

кВт.

4.3.5 Частота обертання вала барабана

об/хв.

4.3.6 Вибір електродвигуна за ГОСТ19523-81 [1, с.390]. Для потрібної потужності Р_потр = 9, 44 кВт вибираємо електродвигун типу 4А132М2У3 з номінальною потужністю Р_дв = 11, 0 кВт, синхронною частотою обертання n₀ = 3000 об/хв і ковзанням s = 2, 3%.

4.3.7 Частота обертання вала електродвигуна

об/мин.

4.3.8 Кутова швидкість вала електродвигуна

рад/с.

4.3.9 Загальне передаточне відношення привода

= = 46.

4.3.10 Часткове передаточне число для зубчастої передачі редуктора визначаємо за ГОСТ 12289-76 [1, с. 49]: .

4.3.11 Загальне передаточне число для пасової і ланцюгової передач .

4.3.12 За рекомендацією [1, с. 7] часткове передаточне число для ланцюгової передачі вибираємо, як середнє значення з діапазону u_{л min} = 3, u_{л max} = 6.

4.3.13 Часткове передаточне число для пасової передачі .

4.3.14 Розрахунок кінематичних і енергосилових параметрів на валах привода.

Вал 1.

Частота обертання

об/хв.

Кутова швидкість

рад/с.

Потужність

кВт.

Обертальний момент

Нм.

Вал 2.

Частота обертання

об/хв.

Кутова швидкість

рад/с.

Потужність

кВт.

Обертальний момент

Нм.

Вал 3.

Частота обертання

об/хв.

Кутова швидкість

рад/с.

Потужність

кВт.

Обертальний момент

Нм.

Вал 4.

Частота обертання

об/хв..

Кутова швидкість

рад/с.

Потужність

кВт.

Обертальний момент

Нм.

4.3.15 Відхилення результатів кінематичного розрахунку від заданого значення

задовольняє вимоги розрахунку.

Таблиця 1 - Результати кінематичного розрахунку привода стрічкового конвеєра

4.4 Визначення допустимих контактних напружень

4.4.1 Допустимі контактні напруження для зубчастої передачі визначаються за формулою [1, с.33]

,

де =1, 15 - коефіцієнт безпеки [1, с.33]; - межа контактної тривалості при базовому числі циклів, яка для стальних зубчастих коліс з поліпшеною термообробкою розраховується за формулою[1, с.33]: =2HB+70:

- для шестірні

=2HB₁+70=2× 270+70=610 МПа;

- для колеса

=2HB₂+70=2× 245+70=560 Мпа,

де НВ₁=270 МПа – середня твердість шестірні, яка визначається по табл.3.3 [1, с.34] для сталі 40Х, з поліпшеною термообробкою, для діаметра заготовки меньше 120 мм. НВ₂=245 МПа – середня твердість колеса, яка визначається за табл.3.3 [1, с.34] для сталі 40Х, з поліпшеною термообробкою, для діаметра заготовки вище 160 мм.

- коефіцієнт довговічності по контактних напруженнях:

,

де - базове число циклів, яке визначається за графіком 8.40[2, с.169]: для шестірні при НВ₁=270 МПа - ; для колеса при НВ₂=245 МПа - ; - еквівалентне число циклів.

,

де - коефіцієнт режима роботи, який визначається за таблицею 8.10 [2, с.173]; беремо =0, 25 – для II режиму роботи зубчастої передачі; - загальне число циклів за повний строк служби редуктора:

;

- для шестірні:

циклів;

циклів;

.

За рекомендацією [2, с.170] беремо .

Допустиме контактне напруження для шестірні

МПа,

- для колеса:

циклів;

циклів;

.

За рекомендацією [2, с.170] беремо .

Допустиме контактне напруження для колеса

МПа.

4.4.2 Перевірка допустимого контактного напруження [1, с.35]:

,

де МПа.

МПа;

МПа.

Перевірна умова виконується.

4.5 Розрахунок основних параметрів зубчастої передачі і геометричних розмірів шестірні та колеса.

4.5.1 Визначення міжосьової відстані виконується за формулою [1, с.32]

,

де – коефіцієнт, який для косозубих передач дорівнює =43 [1, с. 32]; =5 – передаточне число зубчастої передачі; = 291, 6 Нм – обертальний момент на колесі; =1, 25 – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині вінця, який за рекомендацією табл. 3.1 [1, с.32] вибирається вище рекомендованого значення, не зважаючи на симетричність розміщення коліс відносно опор, оскільки з боку ланцюгової передачї діють сили, які викликають додаткову деформацію веденого вала і погіршують контакт зубів шестірні та колеса[1, с.292]; =458 МПа - розрахункове допустиме контактне напруження; =0, 3125 – середнє значення коефіцієнта ширини колеса по міжосьовій відстані для косозубих передач [1, с.33]:

мм.

Беремо найближче значення міжосьової відстані за ГОСТ 2185-66 [1, с.36], =160 мм

4.5.2 Нормальний модуль зачеплення беремо за рекомендацією [1, с.36]

мм.

Згідно з ГОСТ 9563-60 ([1], с. 36) беремо =2, 5 мм.

4.5.3 Число зубів шестірні.

Попередньо беремо кут нахилу зубів .

За формулою [1, с.293] число зубів шестірні дорівнює

Беремо = 21.

4.5.4 Число зубів колеса буде

.

4.5.5 Уточнення кута нахилу зубів: , .

4.5.6 Ділильні діаметри шестірні та колеса.

Визначення ділильних діаметрів виконується за формулою [1, с.37]

.

Для шестірні

мм.

Для колеса

мм

Перевірка розрахункової міжосьової відстані:

мм

4.5.7 Діаметри кола вершин зубів визначаються за таблицею[1, с.45]

.

Для шестірні

мм

Для колеса

мм.

4.5.8 Діаметри кола западин зубів визначаються за таблицею[1, с.45]

.

Для шестірні:

мм.

Для колеса:

мм.

4.5.9 Ширина колеса визначається за формулою[1, с.294]

мм,

де =0, 3125 – середнє значення коефіцієнта ширини колеса по міжосьовій відстані для косозубих передач [1, с.33], =160 мм – міжосьова відстань.

Ширина шестірні

мм

4.5.10 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру [1, с.294]

.

4.5.11 Колова швидкість колес

м/с.

Згідно з рекомендацією [1, с.32] для косозубих коліс при коловій швидкісті до 10 м/с потрібно призначати 8-й ступінь точності.

4.5.12 Перевірний розрахунок зубчастої передачі по контактних напруженнях.

4.5.12.1 Коефіцієнт навантаження

,

де =1, 06 - коефіцієнт, який ураховує розподіл навантаження між зубами і визначається по табл. 3.4 [1, с.39]; = 1, 035 - коефіцієнт, який ураховує розподіл навантаження по довжині зуба, і визначається за табл. 3.5 [1, с.39]; при ψ _bd= =1, 03, при симетричному розміщенні коліс відносно опор і твердості НВ < 350; =1, 0 - коефіцієнт, який ураховує динамічне навантаження в зачепленні для косозубої передачі і твердості поверхні зубів НВ< 350, і визначається за табл. 3.6 [1, с.40]:

.

4.5.12.2 Контактні напруження в зачепленні визначаються за формулою[1, с.31]:

,

МПа,

397, 3 МПа < 458 МПа.

Умова міцності виконана, але розбіжність розрахункового і допустимого значень контактних напружень дорівнює

,

що перевищує максимальну розбіжність 4%.

Потрібно змінити ширину коліс для зменшення розбіжності і за формулою [2, с.180]

мм.

Беремо b₂ = 38 мм

Ширина шестірні

мм

Визначаємо коефіцієнт ширини шестірні за діаметром ([1], с. 294):

.

4.6 Визначення сил, які діють в зачепленні[1, с.294].

Колова сила

Н.

Радіальна сила

Н,

де - кут зачеплення.

Осьова сила

Н.

4.7 Перевірка зубів на витривалість за напруженням згину.

Напруження изгину визначаються за формулою [1, с.50]

.

4.7.1 Коефіцієнт навантаження [1, с.290] дорівнює

,

де - коефіцієнт, який ураховує розподіл навантаження по довжині зуба і який визначається за табл. 3.7 [1, с.43] при ψ _bd =0, 71, при симетричному розміщенні коліс відносно опор і твердості НВ < 350, , – коефіцієнт, який ураховує динамічне навантаження в зачепленні для косозубої передачі, при твердості поверхні зубів НВ< 350, і визначається за табл. 3.7 [1, с.43], при м/с і 8-му ступені точності .

4.7.2 - коефіцієнт, який враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів:

- для шестірні ;

- для колеса .

Згдно з ГОСТ 21354-75 [1, с. 42] отримуємо для шестірні = 4, 0 і для колеса: = 3, 6.

4.7.3 Допустиме напруження згину визначається за формулою[1, с.43]:

,

де - межа контактної тривалості по напруженням згину. Згідно з рекомендацією табл. 3.9 [1, с.45] для поліпшеної сталі 40Х при твердості HB< 350 межа =1, 8НВ.

Для шестірні σ = 1, 8∙ 270 = 486 МПа.

Для колеса σ = 1, 8∙ 245 = 441 МПа.

Коефіцієнт безпеки

.

Згідно з [1, с.43] буде = 1, 75; для паковок і штамповок коефіцієнт = 1, 0. = 1, 75.

Допустиме напруження згину

- для шестірні МПа;

- для колеса МПа.

Знаходимо відношення :

- для шестірні = МПа;

- для колеса = МПа.

Подальший розрахунок потрібно проводити для шестірні, оскільки одержане відношення для неї менше.

Визначаємо коефіцієнти и :

;

, =0, 92.

Напруження згину дорівнює

МПа.

Умова міцності по напруженнях згину

,

96 МПа < 278 МПа

виконана.

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов//С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др. - 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1987.- 416 с.

2. Иванов М. Н. Детали машин: учебник для студентов высш. техн. учеб. заведений.-5-е изд., перераб.- М.: Высш. Шк. 1991.-383 с.