Федеральное агентство по образованию Тюменский государственный архитектурно-строительный университет Архитектурно-строительный факультет
Кафедра: «Механизации и автоматизации строительства» (МиАС) Контрольная работа № 1-2 по дисциплине: «Механика. Детали машин» Выполнил: студентка 3 курса специальность БТП шифр 05БПТ10 Проверил: Тюмень – 2009 |
СОДЕРЖАНИЕ:
1. Введение.
2. Задание к контрольной работе.
3. I. Кинематический расчет редуктора.
II. Расчет зубчатых колес редуктора.
III. Предварительный расчет валов редуктора.
IV. Проверка долговечности подшипника.
V. Проверка прочности шпоночных соединений.
VI. Конструктивные размеры шестерни и колеса.
VI. Ответы на контрольные вопросы.
4. Список литературы.
Введение.
При решении этой контрольной работы следует обратить внимание на основные тенденции современного машиностроения - повышение быстроходности и мощности машин, автоматизацию, механизацию технологических процессов, ввод в строй автоматических линий. Однако нужно иметь в виду, что увеличение мощности, быстроходности, а следовательно, производительности машин, с одной стороны, улучшает ее технико- экономические показатели, с другой - повышает динамические нагрузки в деталях и узлах, что требует применения более современных механизмов и передач, высококачественных материалов, деталей, изготовленных с высокой точностью.
Рационально спроектированная и правильно собранная машина должна быть прочной, долговечной, возможно дешевой, экономичной в работе и безопасной при обслуживании.
При изучении темы «Детали машин» необходимо ознакомиться с принципиальными основами расчета деталей машин на прочность, жесткость, устойчивость, износостойкость и теплостойкость.
1. Задание к контрольной работе.
Цель работы: Изучить основные понятия раздела «Детали машин»: соединения деталей машин (разъемные и неразъемные), механические передачи (передачи трением, передачи зацеплением), валы и оси, их опоры и муфты, подшипники (подшипники качения, подшипники скольжения).
Исходя из заданных условий работы деталей и узлов машины, усвоить методы, правила и нормы, обеспечивающие выбор наиболее рациональных для них материалов, форм, размеров, степени точности, качества поверхности и технических условий изготовления.
Задачи, поставленные в работе:
1. Ознакомиться с назначением и общим устройством редуктора.
2. Провести кинематический расчет редуктора.
3. Рассчитать зубчатые колеса редуктора и выполнить чертеж зубчатого колеса.
4. Сконструировать выходной вал редуктора и выполнить его чертеж.
5. Подобрать подшипники и провести расчет долговечности.
7. Выбрать шпонки и провести расчет на прочность.
2. Исходные данные для расчета по варианту и условие задачи
Исходные данные для решения задачи взяты из таблицы 1, кинематическая схема редуктора представлена на рис. 1.
Исходные данные для расчета и условие задачи:
N1 = 12,5, кВт; n1 = 1000 об/мин; n2 =190 об/мин;
Срок службы редуктора 35000 ч;
Работа односменная;
Валы установлены в подшипниках качения;
Недостающими данными задаться.
Рис– шестерня; 2 – зубчатое колесо; 3 – вал шестерни (приводной вал); 4 – вал зубчатого колеса (ведомый вал); 5 – подшипники.
N1, N2 – мощность на приводном и ведомом валах соответственно;
n1, n2 – частота вращения приводного и ведомого валов соответственно;
М1, М2 – крутящие моменты на приводном и ведомом валах соответственно.
I. Кинематический расчет редуктора
По таблице 2. принимаем КПД 
пары цилиндрических зубчатых колес: 
;
Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения:
;
Общий КПД привода: 
.
Передаточное отношение редуктора:
.
Принимаем по ГОСТ, таблица 3.,
.
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и барабана:
, об/мин;
, рад/с;
, об/мин;
, рад/с.
II. Расчет зубчатых колес редуктора.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (таблица 4.):
для шестерни сталь 45, термообработка — улучшение, твердость НВ 230;
для колеса — сталь 45, термообработка — улучшение, твердость НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения
,
где 
— предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По таблице 5 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение)
,
— коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают 
; 
.
Принимаем допускаемое напряжение по колесу:
, Н/мм2.
Вращающий момент на 1валу редуктора:
, Н×мм.
Вращающий момент на 2 валу редуктора:
, Н×мм.
Коэффициент нагрузки 
примем с учетом несимметричного расположения колес по таблице 6 значение 
.
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию 
(таблица 7.).
Межосевое расстояние редуктора определяем из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:
, мм.
Ближайшее стандартное значение 
, мм по таблице 8.
Нормальный модуль зацепления
, мм;
принимаем 
, мм по таблице 9.kbwf 4
Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса.
Определим числа зубьев шестерни и колеса:
, шт;
Принимаем 
, шт,
тогда 
, шт.
Уточненное значение угла наклона зубьев:
; β = 17°
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
, мм;
, мм.
Проверка: 
, мм.
диаметры вершин зубьев;
, мм;
, мм.
диаметры впадин зубьев;
, мм;
, мм.
ширина колеса 
, мм;
ширина шестерни 
, мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
.
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
, м/с.
При такой скорости принимаем 8 - ю степень точности.
Коэффициент нагрузки
.
Значения даны в таблице 10: при 
, твердости ≤ НВ 350 и симметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения барабана 
.
По таблице 11 при 
м/с и 8 - й степени точности 
для косозубых передач. По таблице 12 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем 
. Таким образом, 
.
Проверка контактных напряжений по формуле:
Силы, действующие в зацеплении:
окружная: 
, Н;
радиальная: 
, Н;
осевая 
, Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
.
Здесь коэффициент нагрузки 
.
По таблице 13 при 
, твердости < НВ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор 
. По таблица 14 
. Таким образом, коэффициент 
.
— коэффициент прочности зуба по местным напряжениям таблица 15,
для шестерни 
, для колеса 
.
По таблице 16 для стали 45 , улучшенной при твердости < HB 350
.
Допускаемое напряжение — по формуле 
.
Для шестерни 
, Н / мм2;
для колеса 
, Н / мм2.
- коэффициент запаса прочности.
Допускаемые напряжения:
для шестерни 
, Н / мм2;
для колеса 
, Н / мм2.
Находим отношения 
:
для шестерни 
, Н / мм2;
для колеса 
, Н / мм2.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Yβ и KFα:
;
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия 
и 8 – й степени точности KFα = 0,75.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле:
, Н / мм2.
Условие прочности выполнено.
Если условие прочности не выполняется, то необходимо расчеты выполнить снова (изменить модуль зубчатого зацепления, количество зубьев шестерни и колеса, может быть, выбрать другой материал и т. д.).
III. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [t]к = 25 Н / мм2.
, мм.
Принимаем dв = 32 мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем dп1 = 37 мм.
Ведомый вал:
Принимаем [t]к = 20 Н / мм2
Рис. 2. Конструирование ведущего вала.
Рис. 3. Конструирование ведомого вала.
Диаметр выходного конца вала
, мм.
Принимаем dв2 = 56 мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем dп2 = 61 мм, под зубчатым колесом dк2 = 66 мм.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора, т. е. увеличиваем значение диаметра следующей ступени вала на 5 мм. Посадочный размер под подшипник должен быть обязательно кратен 5 (рис. 2, 3.).
IV. Проверка долговечности подшипника
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии (307 – для ведущего вала, 312 – для ведомого вала); габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп = 35 мм, dп2 = 60 мм по таблица 17.
Решаем вопрос о смазке подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца с толщиной у = 12 мм.
Ведущий вал (рис. 4.).
Из предыдущих расчетов имеем
Р = 3938, Н, Рr = 1376, Н, Ра = 1181, Н.
Расстояние от линии действия окружной и радиальной сил до центра опоры (подшипника) определим следующим образом:
l1 = l2 = b1 / 2 + 18 + В / 2 + у, мм,
где у – толщина мазеудерживающего кольца, мм;
b1 – ширина шестерни, мм;
В = 21 – ширина подшипника, мм (см. таблица 17.), тогда
l1 =85 / 2 +18 + 21 / 2 + 12 = 83, мм.
Реакции опор: в плоскости xОz:
Rx1 = Rx2 =P / 2 = 3938 / 2 = 1969, H;
в плоскости yОz:
, Н.
, Н.
Проверка: Ry1 + Ry2 - Pr = 900,59 + 469,9 — 1376 = 0, Н.
Суммарные реакции:
Fr1 = R1 = 2165,8, Н.
Fr2 = R2 = 780,06, Н.
Рис. 4. Расчетная схема ведущего вала.
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 307 (см. таблица 16.):
d = 35 мм; D = 80 мм; В = 21 мм; С = 25,7 кН и С0 =17,6 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле:
,
в которой радиальная нагрузка Fr1 = 2060 Н; осевая нагрузка Fа = Ра = 1181 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); Kб = 1; Кт = 1.
Отношение 
; этой величине (по таблица 23.)
соответствует е ≈ 0,3.
Отношение 
е; Х = 0,56 и Y = 1,45.
, Н.
Расчетная долговечность, млн. об. :
, млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
, ч.
Ведомый вал (рис. 9.) несет такие же нагрузки, как и ведущий:
Р = 3938, Н, Рr = 1376, Н, Ра = 1181, Н
Из первого этапа компоновки l1 = l2 = 83, мм.
Рис. 5. Расчетная схема ведомого вала.
Реакции опор в плоскости хОz :
, Н.
Проверка: Rх3 + Rх4 - P = 1969 + 1969 — 3938 = 0, Н.
в плоскости уОz:
, Н.
Проверка: Ry3 + Ry4 - Pr = -519,017 + 1889,514 - 1376 = 0, Н.
Суммарные реакции:
Fr3 = R3 = 2036,26, Н.
Fr4 = R4 = 2728,96, Н.
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Намечаем радиальные шариковые подшипники 312 (таблица 17):
d = 60 мм; D = 130 мм; В = 31 мм; С = 62,9 кН и С0 = 48,4 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле:
,
в которой радиальная нагрузка Fr2 = 1654 Н; осевая нагрузка Fа = Ра = 1181 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); Kб = 1; Кт = 1.
Расчетная долговечность, млн. об. :
, млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
, ч.
здесь n = 190 об/мин — частота вращения ведомого вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников принимают отч (таков ресурс самого редуктора) доч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 307 имеют ресурс Lh ≈ 11983 ч, а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс Lh ≈ 118000 ч.
V. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по СТ СЭВ 189—75 (таблица 19).
Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности
, Н/мм2.
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ] = 100 …120 Н/мм2, при чугунной ступице [σ] = 50 …70 Н/мм2.Н/мм2.
Ведущий вал.
d = 30 мм; b × h = 10 × 8 мм; t = 5 мм; длина шпонки l = 56 мм; момент на ведущем валу М1 = 119б5×103 Н/мм2;
, Н/мм2.
Ведомый вал.
Шпонка под зубчатым колесом:
d = 65 мм; b × h = 20 × 12 мм; t = 7,5 мм; длина шпонки l = 80 мм; момент на ведомом валу М2 =669,2× 103 Н/мм2;
, Н/мм2.
Шпонка под соединительную муфту:
d = 54 мм; b × h = 18 × 11 мм; t = 7 мм; длина шпонки l = 70 мм; момент на ведомом валу М2 =669,2× 103 Н/мм2;
, Н/мм2.
Условие 
выполнено.
VI. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом (см. рис. 6), ее размеры
b1 = 85 мм; 
, мм; 
, мм; 
, мм.
Колесо кованое (рис. 10.)
b2 = 80 мм; 
, мм; 
, м; 
, мм.
Диаметр ступицы dст = 1,6 × dк2 =1,6 × 66 = 105,6 мм;
длина ступицы lст = (1,2…1,5) dк2 = (1,2…1,5) × 66 = 79 … 99, мм, принимаем lст = 90 мм.
Толщина обода d0 = (2,5…4)
= (2,5…4) × 1 = 2,5…4 мм, принимаем d0 = 3 мм.
Толщина диска С = 0,З b2 = 0,3× 80 = 24 мм.
VII. Ответы на вопросы.
1. Каковы основные виды фрикционных передач и вариаторов? Где их применяют? Преимущества и недостатки фрикционных передач. Приведите схемы. Как определяют передаточное отношение, диаметр и ширину колес фрикционных передач?
2. Какие различают виды ременных передач? Где их применяют? Каковы их преимущества и недостатки? Приведите схемы.
3. Какие различают виды зубчатых передач? Как определяют их кпд и передаточное число? Приведите схемы различных передач.
4. Какая окружность в зубчатом зацеплении называется начальной и почему? Что такое модуль и шаг зацепления?
5. Какие преимущества имеют косозубые и шевронные колеса перед прямозубыми?
6. Что называется зубчатым редуктором? Какие различают виды зубчатых редукторов? Как определяют передаточное число и кпд редуктора? Приведите три-четыре схемы редукторов различных типов.
7. Какова зависимость между передаточным числом, числом заходов червяка и числом зубьев червячного колеса? Чему
равно минимальное число зубьев червячного колеса и число заходов червяка?
8. В чем состоит отличие оси от вала? Какие различают виды осей и валов? Из каких материалов их изготавливают?
9. Какие различают типы подшипников и подпятников скольжения? В каких случаях их применяют, из каких деталей
они состоят? Приведите схемы.
10. Каковы преимущества и недостатки подшипников качения по сравнению с подшипниками скольжения?
11. Как устроены и работают фрикционные муфты? Приведите принципиальные схемы устройства дисковой и конусной муфт.
12. Тепловой расчет редуктора.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ:
1. МУ к контрольной работе №1 по дисциплине «Механика. Детали машин» для студентов специальности БТП заочной и заочной ускоренной форм обучения, 32 стр.
2. Агамиров материалов: Краткий курс. Для студентов вузов / – М..: Астрель»: АСТ», 2003. – 256 с.: ил.
3. Прикладная механика: Для студентов втузов / , , . – М.: Машиностроение, 1985. – 576с., ил.
4. Детали машин: Учеб. Для студентов высш. Техн. Учеб. Заведений. – 5-е изд., перераб. – М.: Высш. Шк., 1991. – 383 с.: ил.
