- •Предисловие
- •Введение
- •Сопротивление материалов
- •1.1. Основные понятия
- •1.2. Основные разделы курса и вопросы для самоконтроля
- •1.3. Указания по выбору задач
- •1.4. Задачи по сопротивлению материалов
- •1.5. Литература по Сопротивлению материалов
- •2. Теория механизмов и машин
- •Основные разделы курса и вопросы для самоконтроля
- •2.2. Задачи по «Теории механизмов и машин»
- •2.3. Примеры решения задач т1
- •2.4. Пример решения задачи т2
- •2.5. Литература по курсу «Теория механизмов и машин»
- •3. Детали машин
- •3.1. Введение в курс «Детали машин»
- •3.2. Основные разделы курса и вопросы для самоконтроля
- •Подшипники качения
- •3.3. Задачи по курсу «Детали машин»
- •3.4. Примеры решения задач д1
- •3.5. Примеры решения задач д2
- •3.6. Примеры решения задач д3
- •10,4 М/с.
- •3.7. Примеры решения задач д4
- •3.8. Литература по курсу «Детали машин»
- •Заключение
- •Оглавление
- •672039, Чита, ул. Александро-Заводская, 30
- •671039, Чита, ул. Александро-Заводская, 30
3.6. Примеры решения задач д3
Пример 1
Приводная станция подвесного конвейера (рис. 71) состоит из электродвигателя 1, муфт 2 и 4, двухступенчатого редуктора 3, цилиндрической и конической зубчатых передач 5, 6 и звездочки для тяговой цепи 7. Подобрать электродвигатель, разбить общее передаточное число привода по ступеням и рассчитать быстроходную зубчатую передачу редуктора при условии, что окружное усилие на звездочке Ft=25 кН, скорость цепи V=0,5 м/c, шаг цепи t=32 мм, число зубьев звездочки z=20.
Рис. 71
Решение
Определяем полезную мощность Nп приводной станции, используя исходные данные
кВт.
Общий коэффициент полезного действия (к.п.д.) данного механизма составит
,
где – к.п.д. цепной передачи;– конической передачи;– открытой зубчатой передачи;– зубчатой передачи редуктора;– к.п.д. одной пары подшипников качения. С учетом числовых значений (табл 1, прил. В) получаем
.
Используя полученные значения, определяем мощность электродвигателя, которая должна быть не менее
кВт.
Назначаем асинхронный электродвигатель АО72-2 (прил. Г) мощностью Nэ = 20 кВт с частотой вращения nэ=2940 об/мин или с угловой скоростью рад/с.
Угловая скорость звездочки с радиусом
мм
составит рад/с, и тогда получим общее передаточное число привода.
Это число разбиваем по ступеням механизма, учитывая рекомендации (табл. 2, прил. Д)
,
где u1, u2, u3, u4 – соответственно передаточные числа быстроходной и тихоходной ступени редуктора, открытой цилиндрической и конической передачи. Фактическое передаточное число (u=63) отличается от номинального (u=62,67) не более чем на 0,5 %, что вполне допустимо.
Согласно условию примера рассчитываем быстроходную зубчатую передачу редуктора. Исходные данные для этого расчета: мощность, передаваемая шестерней N1=Nэ=18,38 кВт; угловая скорость шестерни рад/с; передаточное числоu1=2.
Учитывая, что передаточное число незначительное, материал для обоих зубчатых колес назначаем одинаковый – сталь 45 с закалкой и отпуском в масле. Механические свойства этой стали (прил. А): предел прочности МПа, предел текучестиМПа, твердостьHRC35 или НВ350.
Допускаемое контактное напряжение для зубьев колес (табл. 1, прил. Е) находим как
МПа.
Определяем допускаемое напряжение для зубьев на изгиб с учетом коэффициента запаса прочностии эффективного коэффициента концентрации напряженийу корня зуба (прил. Ж), предварительно вычислив предел выносливости материала зубьев как=, принявМПа. Тогда при условии, что зубья работают одной стороной, получаем
МПа.
Согласно схеме пара зубчатых колес закрытая (работает в масляной ванне), соответственно проектный расчет проводим на контактную прочность, определяя делительное межосевое расстояние а предачи. Исходные данные для расчета: u=u1=, рад/с, следовательно,рад/с;N=12,5 кВт или 12,5Вт;МПа илиПа.
Коэффициент ширины венца зубчатых колес принимаем . Поскольку действующая на зубья нагрузка постоянная и вал жесткий, то считаем, что коэффициент концентрации нагрузки равенКк=1. Назначаем для передачи 7-ю степень точности, и полагая, что окружная скорость передачи V=12…18 м/с, в ссвязи с рекомендациями для принятой твердости поверхности зуба принимаем коэффициент динамической нагрузки Кд=1,5. При выборе коэффициентов использованы рекомендации (табл. 1, 2, прил. Ж) .
Делительное межосевое расстояние определяем по формуле [1]
=0,086 м=86 мм.
Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 16532-70, что соответствует а=100 мм.
Выбираем число зубьев шестерни z1, колеса z2 и модуль зацепления m, учитывая, что эти параметры в нормальных зубчатых передачах связаны зависимостью
.
Назначаем модуль зацепления m=2,5 мм, тогда при а=100 мм получаем (z1+z2)=80. Это число разбиваем, приняв z1=27, z2=53.
Тогда фактическое передаточное число
.
Отклонение от заданного значения %, что по ГОСТу допустимо (см. прил. Д).
Проверим зубья на изгиб. Т.к. материал зубьев шестерни и колеса одинаковый, то этот расчет достаточно выполнить для зубьев шестерни. Ширина венца зубчатых колес
мм.
Коэффициент формы зуба (табл.2, прил. Е) .
Напряжение изгиба в зубьях шестерни определяем по формуле
Па = 92 МПа < МПа.
Проведем геометрический расчет передачи. В соответствии с ГОСТ 13755-81 примем коэффициент высоты головок зубьев и коэффициент радиального зазора.
Высота головок зубьев
мм.
Высота ножек зубьев
мм.
Полная высота зуба
мм.
Для каждого зубчатого колеса определяем делительный диаметр d, диаметр вершин – da, диаметр впадин – df:
для шестерни
мм,
мм,
мм;
для колеса
мм,
мм,
мм.
Окружная скорость передачи