Удосконалення конструкцій та методів розрахунку створюваних машин -- нагальна потреба дня. Це особливо важливо для країн, що розвиваються, оскільки саме машинобудівне виробництво сприяє різкому підвищенню добробуту суспільства. У конкурентній боротьбі окремих держав і фірм постійно перемагає той, хто має більш досконалі машини.

Характерною особливістю сучасних машин є істотне підвищення вимог до їх експлуатаційних характеристик: збільшуються швидкість, прискорення, температура, зменшуються маса, об'єм, вібрація, час спрацьовування механізмів і т. п. Темпи такого підвищення вимог постійно зростають і машинобудівники змушені все швидше вирішувати конструкторські і технологічні задачі. В умовах ринкових відносин швидкість реалізації прийнятих рішень відіграє чільну роль.

З використанням комп'ютерів і положень теорії прийняття рішень стає можливим вирішення проблеми автоматизації проектування. Але незважаючи на беззаперечну прогресивність використання комп'ютерів, не можна вважати, що конструювання пов'язане виключно з їх використанням. Конструктор повинен володіти різноманітними методами розв'язання технологічних задач як з використанням комп'ютерів, так і без них.

1. Вибір електродвигуна й визначення головних параметрів привода

Вихідні данні:

Твих=900 Н·м - крутний момент на провідній муфті робочого механізму;

nвих=110 об/хв - частота обертання на провідній муфті робочого механізму.

Визначаємо потужність на провідній муфті робочого механізму:

Визначаємо ККД приводу, [1,c.15]:

де - ККД ланцюгової передачі;

- ККД циліндричної зубчатої передачі;

- ККД підшипників кочення;

Визначаємо розрахункову потужність на валу електродвигуна:

Визначаємо потужність на валах приводу:

Визначаємо частоту обертання вихідного вала приводу

Визначаємо рекомендоване передаточне число приводу, [1,c.15]:

де - передаточне число ланцюгової передачі;

- передаточне число циліндричної зубчатої косозубої передачі;

2•5=10

Визначаємо розрахункову частоту обертання вала електродвигуна

Вибираємо асинхронний електродвигун серії 4А закритого обдуває мого виконання, за ГОСТ 19523-81,[1,табл.2]

Тип двигуна - 4А132М4УЗ;

Потужність електродвигуна - ;

Частота обертання вала електродвигуна - .

Уточнюємо передаточне число приводу:

Уточнюємо передаточні числа передач приводу:

Приймаємо , тоді

Визначаємо частоту обертання валів приводу:

Визначаємо крутний момент на валах приводу:

Визначаємо діаметр валів приводу:

, [1.табл.3]

Тут 15ч30 МПа допуск напруги на валах, [1,c.136]

Приймаємо, ,, [1,табл.1]

Головні параметри двигуна

Пар. Вал	N, квт	n	Т, Н •м	d, мм
1	12,36	1460	80,84	38
2	11,26	730	147,31	38
3	10,36	110	900	60

2 Розрахунок роликової ланцюгової передачі

Вихідні дані:

N1=12,36 кВт - потужність на вхідному валу;

n1 = 1460об/хв- число обертів на вхідному валу;

d=38 мм - діаметр вхідного валу;

U=2 - передаточне число ланцюгової передачі.

Т1 = 80,84 Нм - обертовий момент на валу ведучої зірочки

Умови праці: нагрузка непостійна, режим роботи - однозмінний, нереверсійна.

Вибираємо число зубців ведучої зірочки

Приймаємо (табл. 2.25, /1/)

Тоді число зубців веденої зірочки

Орієнтовне значення кроку ланцюга

До розрахунку вибираємо роликовий ланцюг ПР -19,05-3180 ГОСТ 13568-75, для якого маємо:

крок t=19,05мм;

проекція опорної поверхні шарніра ;

руйнівне навантаження ;

маса 1 м ланцюга

Кутова швидкість ведучої зірочки

Швидкість ланцюга

Орієнтовна між осьова швидкість

Число ланок ланцюга

Вибираємо L = 120 - ціле і бажано парне.

Розрахункова міжосьова відстань

Міжосьова відстань передачі зі забезпеченням провисання веденої гілки

Ділильний діаметр ведучої зірочки

Розрахунок шарнірів ланцюга на стійкість проти спрацювання.

Номінальне корисне навантаження ланцюга (колове зусилля)

Вибираємо коефіцієнт інтенсивності 1,4 і розраховуємо еквівалентне корисне навантаження

Допустимий тиск у шарнірах ланцюга за умови стійкості проти спрацювання

Тут вибрані такі значення розрахункових коефіцієнтів

Коефіцієнт працездатності передачі :

при допустимому збільшенні середнього кроку ланцюга (Дt/t) = 3 %, маємо

Сумарний термін служби передачі

Коефіцієнт, що враховує вплив кутової швидкості ведучої зірочки

Коефіцієнт параметрів передачі

де коефіцієнти, що враховують:

вплив числа зубців ведучої зірочки

вплив міжосьвої відстані

вплив передаточного числа

Коефіцієнт експлуатації

де коефіцієнти, що враховують:

нахил лінії центрів зірочки щодо горизонту

спосіб регулювання натягу віток ланцюга

спосіб змащування передачі

Розрахунковий тиск у шарнірах ланцюга

тут коефіцієнти, що враховують:

Динамічне навантаження КД = 1;

Число рядів ланцюгів Кm = 1.

Умова стійкості шарнірів проти спрацювання -

Таким чином умова стійкості проти спрацювання забезпечується, оскільки

Розрахунок ланцюга на міцність.

Визначаємо повне зусилля в ланцюгу

, тут

Зусилля від центрових сил

Зусилля від провисання ланцюга

Коефіцієнт Kf =3, залежить від розміщення лінії центрів.

Визначаємо коефіцієнт міцності ланцюга

Визначаємо допустимий коефіцієнт міцності ланцюга

Умова міцності ланцюга виконується.

Розрахунок пластин ланок ланцюга на втому.

Розраховуємо еквівалентне корисне навантаження ланцюга

тут коефіцієнт інтенсивності КЕвм = 1,2

Розрахунковий тиск у шарнірах ланцюга

Допустимий тиск у шарнірах ланцюга, що гарантує втомну міцність його ланок.

Тут вибрані такі значення розрахункових коефіцієнтів, що враховують вплив чисел зубців ведучої зірочки

ресурс (тривалість) роботи

кутову швидкість

вплив кроку ланцюга

Втомна міцність пластин ланцюга достатня, бо

Сила, що навантажує вал передачі

Розрахунок геометричних параметрів ланцюгової передачі

крок ланцюга t = 19,05 мм;

діаметр ролика ланцюга d1 = 10,16 мм;

число зубців ведучої зірочки z1 = 27, ведомої - z2 = 54;

діаметр ділильної окружності ведучої зірочки dд1 = 164,093 мм,

ведомої - dд2 = 327,630 мм

діаметр окружності виступів

радіус западин r = 0,5029 · d1+0,05 = 5,2 мм;

діаметр окружності западин

3 Розрахунок закритої циліндричної косозубої зубчатої передачі

Вихідні дані:

- потужність на вхідному валу;

- кількість обертів на вхідному валу;

- передаточне число зубчатої передачі.

=10000 г; строк служби передачі 10 років при однозмінній нереверсійній роботі;

навантаження перемінне; короткочасно діюча максимальне навантаження при пуску в 1,5 раза більше номінальної; передача нереверсивна шоркість поверхні зуба в по 6-му класу (ГОСТ 2789-73) габарити редуктора обмежені.

Вибір матеріалу і допускаєма напруга для шестірні і колеса.

По [1, табл.3.12] назначаємо матеріал для шестерні та колеса -40ХН (поковка); термообробка-поліпшення. Для шестерні при радіусі заготівки до 100мм.

Визначаємо допускаєму напругу згинання для шестерні:

Попередньо знаходимо межу витривалості зуб'єв при згинанні, відповідний еквівалентному числу циклів зміни напруги :

де межа витривалості при згинанні відповідний базовому числу циклів pміни напруги.[1,табл. 3.19].

Коефіцієнти ,враховуючий вплив двостороннього додатку навантаження [1,табл.3.20 ] при односторонньому додаванню навантаження. коефіцієнт довговічності.

При НВ<350[1,с.77] mF=6;базове число циклів зміни напруги [1,с.77].

еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напруги.

Так як [1,c77],приймаємо

Відповідно . Коефіцієнт безпечності:

де [1,табл3,19],[1,табл3,21].

Коефіцієнт, враховуючий чуттєвість матеріалу до концентрації напруги

. Коефіцієнт, враховуючий шероховатость перехідної поверхні зуба . Допустима напруга згинання для зуб'ів шестерні:

Допустима напруга згинання для зуба колеса

Попередньо знаходимо межу витривалості зуб'ів при згинанні, відповідний еквівалентному числу циклів зміни напруги :

де межа витривалості при згинанні відповідний базовому числу циклів pміни напруги.[1,табл. 3.19].

Коефіцієнти, враховуючий вплив двостороннього додатку навантаження [1,табл.3.20 ] при односторонньому додаванню навантаження. коефіцієнт довговічності.

При НВ<350[2,с.77] mF=6;базове число циклів зміни напруги [1,с.77].

еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напруги.

Так як [1,c77],приймаємо

Межа витривалості:

Коефіцієнт безпечності:

де [1,табл3,19],[1,табл3,21].

Коефіцієнт, враховуючий чуттєвість матеріалу до концентрації напруги . Коефіцієнт, враховуючий шерховатість перехідної поверхні зуба .

Допустима напруга згинання для колеса:

Допустима напруга згинання при розрахунку на дію максимального навантаження для шестерні:

Попередньо знаходимо межову напругу, не викликаючи остаточних деформацій чи крихкого злому зуба[1,табл3.19]:

Коефіцієнт безпечності [1,с76]

де [2,с80];[1,табл3.21].Коефіцієнт враховуючий чуттєвість матеріалу до концентрації напруги отже,

Допустима напруга згинання при дії максимального навантаження для колеса

де межова напруга ,не викликаючи остаточних деформацій чи крихкого злому зуба [1,табл3.19]

Коефіцієнт безпечності [1,с76]

де [1,с80];[1,табл. 3.21].Коефіцієнт враховуючий чуттєвість матеріалу до концентрації напруги отже,

Допустима контактна напруга для шестерні:

Попередньо знаходимо межу контактної витривалості поверхні зуба, відповідному еквівалентному числу циклів переміни напруги:

де межа контактної витривалості, що відповіда базовому числу циклів переміни напруги [1,табл. 3.17],

Коефіцієнт довговічності:

де базове число циклів переміни напруги[1,рис3.16]

еквівалентне (сумарне) число циклів переміни напруги так як

,тоді приймаємо .

Межа контактної витривалості Коефіцієнт безпечності для зуба з однорідною структурою матеріалу [1,с.75] Коефіцієнт враховуючий шероховатость спряжених поверхонь [1,табл3.18],

Коефіцієнт враховуючий окружну швидкість [1,с.75] Допускаємо контактна напруга для шестерні :

Допустима контактна напруга для колеса:

Попередньо знаходимо межу контактної витривалості поверхонь зуб'ів, що відповідає еквівалентному числу циклів переміни напруги:

де межа контактної витривалості , відповідає базовому числу циклів переміни напруги [1,табл. 3.17],

Коефіцієнт довговічності:

де базове число циклів переміни напруги[2,рис3.16]

еквівалентне (сумарне) число циклів переміни напруги

так як ,тоді приймаємо .

Межа контактної витривалості Коефіцієнт безпечності для зуб'єв з однорідною структурою матеріалу [1,с.75]

Коефіцієнт враховуючий шероховатость спряжених поверхонь [1,табл3.18],

Коефіцієнт враховуючий окружну швидкість [1,с.75] Допускаємо контактна напруга для колеса :

Допустима контактна напруга переда

Перевіряємо умову тобто умову виконано, тому приймаємо допускаєма контактна напруга передачі:.

Допустима контактна напруга при розрахунку на дію максимального навантаження [1,с.80] для шестерні:

для колеса:

Розрахунок передачі на контактну витривалість.

Обчислюємо початковий діаметр шестерні [1,табл.3.13]

Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунку. Номінальний крутячий момент на шестерні.

Орієнтована навколишня швидкість

При даній швидкості вимоглива степінь точності зубчатих коліс [1,табл. 3.33] - 9.Коефіцієнт, враховуючий розподіл навантаження між зубцями, Коефіцієнт ширини зубчатого венця при симетричному розташуванні опор. [1, табл. 3,15]

Перевіряємо умови

Приймаємо [1, c.71] К=2;

Кут нахилу [1, c.60] ;мінімальне число зубців шестерні [1,табл.3,3] розрахункове число зубців шестерні [1, c.58]

Відповідно

Коефіцієнт, ураховую чий розподіл навантаження по ширині венця

Коефіцієнт, ураховую чий динамічне навантаження [2,табл. 3,16], (визначається інтерполируванням).

Коефіцієнт, ураховую чий форму спряжених поверхонь

Коефіцієнт, враховуючий механічні властивості матеріалів спряжених коліс,

Коефіцієнт, ураховую чий сумарну довжину контактних ліній

де коефіцієнт торцевого перекриття

Відповідно

Початковий діаметр шестерні

Модуль зачеплення

Отриманий модуль округляємо до стандартного значення[1, додаток, табл. 9]

m=3,5 мм.

По стандартному модулю m=3,5 мм перераховуємо початковий діаметр

Перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість.

Визначаємо розрахункову навколишню швидкість при початковому діаметрі шестерні

При даній швидкості вимоглива степінь точності передачі [1, табл.3,33]-9, що відповідає прийнятої степені точності. Уточнюємо по швидкості коефіцієнти, [1,табл.3,16],

Уточнюємо початковий діаметр шестерні:

По уточнюємо му початковому діаметрі знаходимо модуль зачеплення

Отриманий модуль знов округляємо до стандартного значення m=3,5мм, що збігає з раннє прийнятою величиною модуля; відповідно, діаметр початкового кола шестерні мм. Ширина зубчатого венця при

[1, табл. 3,1]

Перевірочний розрахунок зубців на контактну витривалість при дії максимального навантаження. Розрахункова напруга від максимального навантаження

де діюча напруга при розрахунку на контактну витривалість [1, табл. 3,13]

Відхилення діючого контактного напруження від допускаємого є допустимо.

Розрахункове контактне напруження від максимальної напруги

де задано в вихідних даних розрахунка.

Перевірочний розрахунок зубців на витривалість по напрузі ізгину.

Розрахункове напруження ізгину[1, табл. 3,13]

Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунку. Еквівалентне число зубців шестерні і колеса [1, с. 76]

Коефіцієнти, ураховуючи форму зубця шестерні і колеса,

Коефіцієнт, враховуючий вплив нахилу зубця на його напружений стан

Розрахункове граничне навантаження

де коефіцієнти, ураховую чий розподіл навантаження між зубцями

Коефіцієнти, ураховуючи розподіл навантаження по ширині венця,

коефіцієнт, враховуючий динамічне навантаження [1, табл. 3,16], (визначається інтерполируванням).

Відповідно

Напруження ізгину в зубцях шестерні

в зубцях колеса [1, табл. 3,13, формула 3,17]

Перевірочний розрахунок при і згині максимального навантаження.

Розрахункове напруження від максимального навантаження.

Напруження ізгину при розрахунку на витривалість:

для зубців шестерні

для зубців колеса

Розрахункове напруження ізгину від максимального навантаження:

для зубців шестерні

для зубців колеса

Приймаємо остаточно параметри передачі:

мм;мм;

Визначаємо між осьову відстань

Приймаємо

Перевіряємо між осьову відстань

Перераховуємо початкові діаметри шестерні

колеса

Перевіряємо між осьову відстань

Література

1 Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин. [Учеб. Пособие для техн. вузов].- 3-е изд., перераб. и доп.- Х.: Основа, 1991.-276с.:схем.