Bevezetés

A „Gépalkatrészek” az első olyan tervezési és számítási kurzus, amelyen a gépek és mechanizmusok tervezésének alapjait tanulják.

Bármely gép (mechanizmus) alkatrészekből áll.

Az alkatrész egy gép alkatrésze, amelyet anélkül gyártanak összeszerelési műveletek. Az alkatrészek lehetnek egyszerűek (anya, kulcs stb.) vagy összetettek (főtengely, hajtóműház stb.). Az alkatrészek részben vagy teljesen egységekre vannak kombinálva. Az egység egy komplett összeszerelő egység, amely számos olyan alkatrészből áll, amelyeknek közös funkcionális célja van (gördülőcsapágy, tengelykapcsoló, sebességváltó stb.). Az összetett egységek több egyszerű egységet is tartalmazhatnak, például a sebességváltó csapágyakat, tengelyeket és fogaskerekeket tartalmaz, stb.

A sokféle gépalkatrész és szerelvény között megtalálhatók olyanok, amelyeket szinte minden gépben alkalmaznak (csavarok, tengelyek, tengelykapcsolók, mechanikus hajtóművek stb.). Ezeket az egységeket általános célú alkatrészeknek nevezzük. Minden más alkatrész (dugattyúk, turbinalapátok) speciális célú alkatrésznek minősül.

Az általános célú alkatrészeket nagyon nagy mennyiségben használják a gépészetben. Ezért ezen alkatrészek számítási módszereinek és tervezésének minden olyan fejlesztése, amely lehetővé teszi az anyagköltségek csökkentését, a gyártási költségek csökkentését és a tartósság növelését, nagy gazdasági hatást fejt ki. A gépalkatrészek tervezésének alapkövetelményei: egy alkatrész tervezésének tökéletességét annak megbízhatósága és hatékonysága méri. Megbízhatóság alatt a termék azon képességét értjük, hogy az idő múlásával megőrizze teljesítményét. A költséghatékonyságot az anyagköltség, a gyártási és üzemeltetési költségek határozzák meg.

A gépalkatrészek teljesítményének és számításának fő kritériumai a szilárdság, merevség, kopásállóság, korrózióállóság, hőállóság, rezgésállóság. Egy adott alkatrész egyik vagy másik kritériumának értéke annak funkcionális céljától és működési feltételeitől függ. Például a rögzítőcsavaroknál a fő kritérium a szilárdság, az ólomcsavaroknál pedig a kopásállóság. Az alkatrészek tervezésénél teljesítményüket elsősorban a megfelelő anyagválasztás, a racionális szerkezeti forma és a fő szempontok szerinti méretszámítás biztosítja. Az erősség a legtöbb alkatrész teljesítményének fő kritériuma.

A merevséget az alkatrész méretének és alakjának megváltozása jellemzi terhelés alatt. A merevség számítása magában foglalja az alkatrész rugalmas mozgásának korlátozását az adott üzemi körülmények között elfogadható határokon belül.

A kopás az alkatrészek méreteinek fokozatos változásának folyamata a súrlódás következtében. Ezzel párhuzamosan nőnek a csapágyak, vezetők, fogaskerekek, dugattyús gépek hengereinek hézagai stb. Megállapítást nyert, hogy a technika jelenlegi színvonala mellett a gépek 85...90%-a kopás és csak 10...15%-a más ok miatt hibásodik meg.

A gépalkatrészek számításának jellemzői. A számítási objektum matematikai leírásának elkészítése és a probléma lehető legegyszerűbb megoldása érdekében a mérnöki számításokban a valós szerkezeteket idealizált modellekkel vagy tervezési sémákkal helyettesítik. Például a szilárdság számításánál az alkatrészek lényegében nem folytonos és inhomogén anyagát folytonosnak és homogénnek tekintjük, és az alkatrészek támasztékait és alakját idealizáljuk. Ebben az esetben a számítás hozzávetőlegessé válik. A hozzávetőleges számításokban nagy jelentőséggel bírnak jó választás számítási modell, a főbb és másodlagos tényezők értékelésének képessége. Megjegyzendő azonban, hogy a szilárdsági számítások pontatlanságait főként biztonsági ráhagyások kompenzálják. Ebben az esetben a biztonsági tényezők kiválasztása a számítás nagyon fontos szakaszává válik. A biztonsági tényező alulbecsült értéke az alkatrész felbontásához, a túlbecsült érték pedig a termék tömegének indokolatlan növekedéséhez és anyagveszteséghez vezet.

A mérnöki gyakorlatban kétféle számítás létezik: tervezés és hitelesítés. A tervezési számítás egy előzetes, egyszerűsített számítás, amelyet egy alkatrész (gép) tervezésének kidolgozása során végeznek a méretek és az anyag meghatározása érdekében. Az ellenőrző számítás egy ismert szerkezet finomított számítása, amelyet szilárdságának ellenőrzésére vagy terhelési szabványok meghatározására végeznek. A gépalkatrészek anyagának kiválasztása kritikus tervezési szakasz. A helyesen kiválasztott anyag nagymértékben meghatározza az alkatrész és a gép egészének minőségét. Az anyag kiválasztásakor elsősorban a következő tényezőket veszik figyelembe: az anyag tulajdonságainak megfelelése a fő teljesítménykritériumnak (szilárdság, kopásállóság stb.); az alkatrész és a gép egészének tömegére és méreteire vonatkozó követelmények; az alkatrész rendeltetésével és működési feltételeivel és egyéb tényezőkkel kapcsolatos egyéb követelmények. A gépek és alkatrészeik tervezése a mérnöki kreativitás sajátos fajtája. A sikeres technikai döntések meghozatalához önmagában nem elegendő az elmélet ismerete. Szükséges továbbá a meglévő struktúrák ismerete és azok kritikai megértésének képessége; az alkatrészek gyártási technológiai alapjainak ismerete; a tervezett gép üzemi körülményeinek ismerete; az a képesség, hogy ötleteit konkrétan tervdokumentációba tudja lefordítani. A racionálisan megtervezett gépnek erősnek, tartósnak, gazdaságosnak kell lennie a gyártásban és az üzemeltetésben, biztonságosnak kell lennie a kezelőszemélyzet számára, és kényelmesen használhatónak kell lennie. Az általános műszaki célú mechanizmusok és alkatrészek tervezésében szükséges gyakorlati ismeretek megszerzése a gépalkatrészek tantárgyi tervezésének fő célja.

A „Gépalkatrészek” tárgyú kurzusprojekt befejezése befejezi a hallgatói képzés általános műszaki ciklusát. E munka elvégzése során számos tantárgyból származó ismereteket aktívan felhasználják: mechanika, anyagok szilárdsága, fémtechnológia stb. Ennek a kurzusprojektnek a célja egy mechanikus hajtás kifejlesztése, beleértve: elektromos motort; rugalmas tengelykapcsoló; kétfokozatú spirális vízszintes sebességváltó; lánc átvitel.

1. A hajtás energetikai és kinematikai számításai

1.1 Meghatározás névleges teljesítmény motor

A hajtás általános hatékonyságát a következő képlettel határozzuk meg:

hol vannak a különböző típusú mechanikus hajtóművek és az egyes hajtóelemek hozzávetőleges hatékonysági értékei [L1] (1.2.1. táblázat).

A mi utunkhoz (1. ábra):

1. ábra – Hajtásábra: 1 – villanymotor, 2 – szíjhajtás, 3 – egyfokozatú kúphajtómű, 4 – lánchajtás.

Az elektromos motor becsült teljesítménye, kW:

Az elektromos motor tengelyének becsült minimális és maximális fordulatszáma, ford./perc:

1.2 Elektromos motor kiválasztása

Az [L1] katalógus szerint (17.7.1. táblázat és 17.7.1. táblázat) a következő feltételből választunk ki egy villanymotort:

4A132S8UZ márkájú villanymotort választunk, amelynek = 1415 ford./perc, = 3 kW.

Az ilyen típusú motorokat általános célú mechanizmusok meghajtására tervezték, 220, 380 V, 50 és 60 Hz-es hálózatokról működnek, S4 üzemmód a GOST 183 szerint, védelmi fokozatok IP44 (AIR), IP54 (AIS) a GOST 17494 szerint, éghajlat mérsékelt vagy trópusi, IC0141 hűtési módszer a GOST 20459 szerint, nyomatékarányok (körülbelül): Mmax/Mnom = 2,2, Mstart/Mnom = 2,2,

Mmin/Mnom = 1,8, klimatikus változat U3, T2, UHL2, UHL4.

1.3 A hajtás teljesítmény- és kinematikai paraméterei

Tényleges teljes áttétel

.

Minden mechanikus sebességváltóhoz elfogadunk áttételi arányt: ; ; .

P i teljesítmény, n i fordulatszám és T i nyomaték a hajtótengelyeken:

(1.9)

2. A szíjhajtás paramétereinek kiszámítása

Az átvitt teljesítménytől és forgási sebességtől függően kiválasztjuk a B szíj szakaszát és a hajtótárcsa becsült átmérőjét mm.

A hajtott szíjtárcsa átmérője, mm

A becsült átmérő elfogadásra kerül

A tervezett sebességváltó tényleges áttételi aránya

Minimális középtávolság, mm

hol van a profilszakasz magassága Ékszíj

Becsült övhossz, mm

Az öv tényleges hossza mm.

Középtávolság, mm

A szíj tekercselési szöge a kisebb tárcsa körül, fok

, (2.6)

Szíj sebesség, m/s

Kisasszony.

Erőátviteli szíjak száma, db

ahol a sebességváltó dinamikus terhelését figyelembe vevő együttható;

– az öv hosszát figyelembe vevő együttható;

– együttható figyelembe véve a szíjtárcsa tekercselési szögének hatását;

– az övek számát figyelembe vevő együttható;

A sebességváltó szíjak számát elfogadjuk.

, (2.9)

hol a szíj előfeszítése, N; (2.10)

Ahol – kerületi erő, N; (2.11)

N;

N;

3 A sebességváltó számítása

3.1 A hajtómű paramétereinek kiszámítása

Kiinduló adatok a számításhoz:

a) a fogaskerék forgási sebessége ;

b) kerék fordulatszáma ;

;

e) a meghajtó élettartama = 6 év.

3.1.1 A fogaskerék és a hajtómű anyagának kiválasztása

A hőkezelési lehetőséget a T2 nyomatéktól függően választjuk ki.

Innentől a következőket kapjuk:

a) hőkezelés - normalizálás;

b) HB szerinti keménység: kerékre és felszereléshez

c) anyaga: a kerékhez – acél 35; a fogaskerékhez – acél 45.

3.1.2 A megengedett érintkezési feszültségek számítása

A sebességfokozat és a sebességfokozat tartóssági határának megfelelő ciklusok alapszáma (4.1.3. táblázat [L 1])

Egyenértékű ciklusszám

hol van a meghajtó élettartama;

műszakok száma;

Tartóssági tényező

; (3.3)

Nál nél .

;

;

Érintkezési állóképességi határ

(3.4)

Megengedett érintkezési feszültségek

(3.5)

ahol - homogén szerkezetű fogaskerekek esetén

Számított megengedett érintkezési feszültségek

Megengedett feszültségek az érintkezési szilárdság kiszámításakor a maximális terhelés hajlítása során

(3.7)

3.1.3 Megengedett hajlítófeszültségek számítása

A stresszciklusok alapszáma ciklus.

Egyenértékű ciklusszám

hol van a meghajtó élettartama;

műszakok száma;

Növelje a kihasználtságot egész évben

Meghajtó kihasználtság a nap folyamán

c - fordulatonkénti fogbeilleszkedések száma

Az átviteli terhelés változásait figyelembe vevő együttható

Mivel nincs betöltési cikogram, akkor

Tartóssági tényező

. (3.10)

A fogak tűrési határa hajlításkor, MPa

(3.11)

Megengedett hajlítófeszültségek, MPa

ahol egy olyan együttható, amely figyelembe veszi a terhelés kétoldalú alkalmazásának hatását (egyoldali alkalmazás esetén - ).

Megengedett hajlítófeszültségek maximális terhelés mellett, MPa

(3.13)

3.1.4 Hengeres zárt hajtómű számítása

Tervezett fogaskerék átmérő

(3.14)

ahol az az együttható, amely figyelembe veszi a kúpkerék szilárdságának változását a hengeres fogaskerékhez képest;

Homlokkerekes fogaskerekekhez;

A gyűrűs fogaskerék szélességi aránya a külső kúp távolságához viszonyítva

Egyenetlenségeket figyelembe vevő együttható

terheléseloszlás a korona szélességében

Külső dinamikus terhelési tényező

Fogaskerék fogainak száma (előzetes)

Eljegyzési modul

A GOST szerint m = 3 mm-t fogadunk el.

A fogaskerék fogainak száma

Kerékfogak száma

Valós áttétel

Kúpok szögei

(3.18)

(3.19)

A fogaskerekek átmérői:

Felosztás

(3.20)

Foghegy átmérője

A foggyökér átmérője

Külső kúpos távolság:

(3.23)

Fogaskerék szélessége:

Átlagos kúp távolság:

(3.25)

Kerék paraméterek a középső részben:

Középső modul

(3.26)

Átlagos osztásátmérők

(3.27)

3.1.5 A számított érintkezési feszültségek ellenőrzése

Kerületi erő az összekapcsolódásban

(3.28)

Kerék kerületi sebessége

Pontossági szint = 9.

(3.30)

hol a terhelés egyenetlenségi együtthatója

rácsos terhelés

Tervezési kontaktfeszültség

(3.31)

ahol egy együttható, amely figyelembe veszi a fogak illeszkedő felületeinek alakját

Együttható a mechanikai tulajdonságok figyelembevételével

anyagokat

Együttható a teljes hossz figyelembevételével

érintkezési vonalak,

Ellenőrizze: mi az, ami elfogadhatatlan. Ebben az esetben a fogaskerék szélességét 38-ról 68 mm-re növelve kapjuk.

3.1.6 A számított érintkezési feszültségek ellenőrzése maximális terhelésnél

(3.32)

2.0 – 17.7.1. táblázat.

3.1.7 A számított hajlítófeszültségek ellenőrzése

Fajlagos tervezési kerületi erő

(3.33)

ahol a terhelés egyenetlenségi együtthatója a fogpárok egyidejű összeillesztésénél;

Együttható a dinamikus figyelembevételével

rácsos terhelés

Együttható, figyelembe véve a kerekek helyzetét a támasztékokhoz képest

(3.34)

A csavarfogak egyenértékű száma

; (3.35)

;

Együttható a fog alakját figyelembe véve (4.2.5. ábra) [L1];

A számítás a „fogaskerék” elemre történik, amelynek kisebb az áttétele

Foghajlító igénybevételek tervezése

, MPa (3,36)

ahol a ferde fogak dőlését figyelembe vevő együttható, ;

Együttható a ferde fogak átfedését figyelembe véve, ;

MPa.

3.1.8 Vizsgálati számítás a hajlítószilárdságra maximális terhelés mellett

; (3.37)

3.1.9 A sebességfokozatba kapcsolt erők

kerületi erők

Radiális erők

(3.38)

(3.39)

Axiális erők, N

(3.40)

(3.41)

4 Láncátviteli paraméterek számítása

Kiinduló adatok a számításhoz:

a) láncátvitellel továbbított teljesítmény;

b) kerék fordulatszáma ;

c) áttétel;

d) nyomaték a keréktengelyen ;

Határozza meg az egysoros láncemelkedés előzetes értékét, mm

(4.1)

A táblázat szerint 3.1.1 válassza ki azt a láncot, amelynek lépése a legközelebb van a számítotthoz, annak romboló erejéhez F , csuklópánt csapágyfelülete Sés tömeg m . A lánc kiválasztásakor előnyben kell részesíteni az egysoros PR típusú láncokat. A PRD láncokat főként a mezőgazdaságban, a PRI típusú láncokat az építőiparban és az útépítésben használják.

Válassza ki a láncot: PR-25.4-60.

A lánc tartósságának optimális középtávolsága:

a’ = (30…50) t; (4.2)

a’ = 30 25,4 = 762 mm.

A meghajtó lánckerék fogainak számát veszik

A hajtott lánckerék fogainak száma

Elfogadjuk

Valós áttételi arány

Együttható figyelembe véve az áramkör működési feltételeit,

ahol egy együttható, amely figyelembe veszi az átvitt terhelés dinamikáját (3.3.2. táblázat);

– együttható a lánc hosszának figyelembevételével (középpont távolság) (3.3.3. táblázat);

Együttható, amely figyelembe veszi a láncfeszesség beállítási módszerét (3.3.4. táblázat);

- együttható, figyelembe véve az átvitel horizonthoz viszonyított dőlését (3.3.5. táblázat);

– együttható a hajtóművek kenésének minőségét és működési feltételeit figyelembe véve (3.3.6. táblázat);

Együttható a sebességváltó üzemmódját figyelembe véve (3.3.8. táblázat);

Lánc sebessége, m/s

Kerületi erő, N

Fajlagos nyomások egysoros lánc kötéseiben, MPa

a nyomásértékeknek belül kell lenniük

ahol - megengedett fajlagos nyomások (3.3.10. táblázat) ;

,

.

a láncszemek száma vagy a lánc hossza lépésekben kifejezve,

Becsült középtávolság elfogadáskor , mm

Tényleges középtávolság, mm

a = 0,996 (4,11)

a = 0,996

A lánckerekek osztásátmérői, mm

Láncbiztonsági tényező

ahol F a láncot megszakító erő, kN (3.1.1., 3.1.2. táblázat);

ahol m egy méter lánc tömege, kg/m (3.1.1., 3.1.2. táblázat);

– a lánc megereszkedéséből adódó erő, N;

ahol k f a láncsüllyedés együtthatója. Vízszintesre k f = 6;

a’ =9,81 m/s2;

Az erőátviteli tengelyek kényszerterhelése, N

F = (1,15...1,20) (4,16)

F = 1,15 .

5 A tengelyek hozzávetőleges számítása

A hajtótengelyek átmérői előzetesen csak a torzió alapján vannak meghatározva csökkentett megengedett feszültségeknél, mm

( -1,2, 3…), (5.1)

ahol [t]=(20...30) MPa - minden tengelyre, a csiga kivételével (kisebb értékek a nagy sebességű tengelyeknél, nagyobb értékek a kis sebességű tengelyeknél);

A kapott értékeket nagy egész számokra kerekítik, amelyek 0 vagy 5,0 mm-re végződnek.

6 A sebességváltó házának kialakítása és elrendezése

Az elrendezés befejezéséhez szükséges méretek

Sebességváltóknál a minimális falvastagság , falvastagság kétfokozatú spirális sebességváltó esetén, mm

Elfogadjuk

Távolság a sebességváltó falának belső felületétől, mm:

– a forgó rész oldalfelületére –

– a gördülőcsapágy oldalfelületére –

A forgó alkatrészek közötti tengelyirányú távolság, mm:

-egy tengelyen -

- különböző tengelyeken -

Radiális hézag az egyik fokozat fogaskereke és egy másik fokozat tengelye között, mm. –

Radiális távolság a foghegyek felületétől, mm:

– a sebességváltó falának belső felületére –

– a házfal belső alsó felületére (az értéket az olajfürdő térfogata is meghatározza 11.3..11.5, 12.13) –

Távolság a tengellyel együtt forgó elemek oldalfelületeitől a sebességváltó álló külső részeiig, mm. –

Átmérőjű csavarral összekötött karimák szélessége (5.1.1. táblázat), mm. – .

A megfelelő közepes sorozatú, belső átmérőjű gördülőcsapágyak teljes méretei a gördülőcsapágy-katalógusból vagy a 8.10.3...8.10.11 táblázatokból (számítás nélkül) kerülnek kiválasztásra.

Kerékagy méretei, mm:

Mert -

Mert -

7. A tengelyek finomított számítása

7.1 Támogatási reakciók meghatározása. Hajlító- és nyomatéknyomaték diagramok készítése

7.1.1 Nagy sebességű tengely

2. ábra – Erők az XOZ síkban.

Kiszámoljuk az u, H reakciókat az A és B támaszokban az XOZ síkban (2. ábra).

Vizsgálat:

3. ábra – Erők az YОZ síkban.

Kiszámítjuk az u, H reakciókat az A és B támaszokban a YOZ síkban (3. ábra).

Vizsgálat:

1-1. szakasz:

1-1. szakasz:

:

2-2. szakasz:

:

.

.

Itt

A kapott eredményeket diagramok formájában jelenítjük meg (4. ábra).

4. ábra – Hajlító- és nyomatéknyomaték diagramok felépítése. A tengelyek tervezési számításainak eredményei.

7.1.2 Alacsony fordulatszámú tengely

5. ábra – Erők az XOZ síkban.

Kiszámítjuk az u, H reakciókat az A és B támaszokban az XOZ síkban (5. ábra).

Vizsgálat:

6. ábra – Erők az YОZ síkban.

Kiszámítjuk az u, H reakciókat az A és B támaszokban a YOZ síkban (6. ábra).

Vizsgálat:

Meghatározzuk az u, N összes keresztirányú reakcióját az A és B támaszokban

Határozzuk meg a hajlítónyomatékokat a tengely jellemző pontjain úgy, hogy elkészítjük a hajlítónyomatékok diagramját az XOZ síkban.

1-1. szakasz:

:

2-2. szakasz:

3-3. szakasz:

Határozzuk meg a hajlítónyomatékokat a tengely jellemző pontjain a hajlítónyomatékok diagramjának elkészítésével a YOZ síkban

1-1. szakasz:

:

A teljes hajlítónyomatékokat a tengely jellemző szakaszaiban a hajlítónyomatékok diagramjának elkészítésével számítjuk ki:

;

Diagramot adunk a tengely által továbbított nyomatékokról, .

Egyenértékű hajlítónyomatékokat számítunk ki a tengely jellemző pontjain, ezek diagramjaival:

Itt - visszafordíthatatlan átvitel esetén.

Meghatározzuk a számított tengelyátmérőket jellemző pontokon, mm:

A kapott eredményeket diagramok formájában jelenítjük meg (7. ábra).

7. ábra – Hajlító- és nyomatéknyomaték diagramok felépítése. A tengelyek tervezési számításainak eredményei.

8 Csapágyak dinamikus teherbíró képességének meghatározása

8.1 A nagy sebességű tengelyhez 7206 csapágyat fogadunk el

A kiválasztott belső átmérőjű csapágyhoz

(, , ,

(8.1)

(8.3)

A B csapágyhoz:

Ha X = 1, Y = 0

Ha X = 1, Y = 0

ahol a biztonsági tényező a külső terhelés jellegét figyelembe véve.

Együttható, figyelembe véve a csapágyszerelvény hőmérsékletének hatását

(8.6)

.

8.2 A nagy sebességű tengelyhez 2007107 csapágyat fogadunk el

A kiválasztott belső átmérőjű csapágyhoz (, , , , ) határozza meg az A és B tartókban lévő radiális terhelésekből az axiális összetevőket.

(8.7)

Meghatározzuk a keletkező axiális erő nagyságát és irányát:

Az A csapágy „űrben” diagramjához:

(8.9)

A B csapágyhoz:

Minden csapágyhoz határozza meg az arányt

Ha X = 1, Y = 0

Ha X = 1, Y = 0

Egyenértékű dinamikus radiális terhelés, N

Dinamikus radiális terhelés tervezése

(8.12)

.

9. A tengelyek kifáradási ellenállásának és statikus szilárdságának számítása

9.1 Nagy sebességű tengely

Acél3 (u), , ,

1-1. szakasz:

, , N∙m, , , filé

.

(9.3)

(16.2.1. táblázat) .

.

(9.5)

(9.10)

(16.2.1. táblázat) ;

(9.11)

9.2 Alacsony fordulatszámú tengely

Acél35 (u), , ,

Minden kiválasztott tengelyszakaszhoz a táblázat szerint kell kiválasztani a feszültségkoncentrátor típusát. 7.6.3; az ilyen típusú koncentrátorok esetében a hajlítási () és csavarási () feszültségkoncentrációs együtthatók értékei.

1-1. szakasz:

A kiválasztott szakasz a következő paraméterekkel rendelkezik: , , N∙m, , , filé

Meghatározzuk a hajlítási ellenállás pillanatát, figyelembe véve a tengely gyengülését:

.

Meghatározzuk a hajlítófeszültség változási ciklus amplitúdóját, MPa:

Egy alkatrész fáradási határának csökkenési együtthatója a vizsgált szakaszban hajlítás közben:

ahol a keresztmetszet abszolút méreteinek befolyási együtthatója (7.6.3. ábra),

A paraméterek befolyási együtthatója finom őrlés során (7.6.4. ábra) , ;

A felületi keményedés befolyási együtthatója hidegedzés során (7.6.2. ábra) , .

Tengely biztonsági tényező normál feszültségekhez:

ahol a sima standard hengeres minták tartóssági határa szimmetrikus terhelési ciklusban, (16.2.1. táblázat) .

.

Torziós ellenállási nyomaték,

Meghatározzuk a torziós feszültségek amplitúdóját:

Egy alkatrész kifáradási határának csökkenési együtthatója a vizsgált szakaszban csavarás során:

Biztonsági tényező tangenciális feszültségekhez az irreverzibilis átvitelhez:

ahol a sima standard hengeres minták tartóssági határa szimmetrikus torziós ciklusban, (16.2.1. táblázat) ;

A tengely anyagának a feszültségciklus aszimmetriájára való érzékenységét jellemző együttható (7.6.1. táblázat), .

Teljes fáradtságállósági tartalék:

10. Kenőanyag kiválasztása

A korrózió elleni védelem és a súrlódási együttható csökkentése, a kopás csökkentése, a dörzsölő felületek hő eltávolítása, a zaj és a vibráció csökkentése érdekében a fogaskerekek és a csapágyak kenését alkalmazzák.

a) A hajtóművek kenése.

Folyamatos kenést alkalmazunk folyékony olajjal merítéssel.

Az érintkezési feszültségtől és a kerületi fordulatszámtól függően az olajat választjuk: IGP - 152 TU 38-101413-78.

Az olaj mennyiségét a közbenső tengely kerék 1/8∙ mm-es bemerülése alapján számítják ki, mivel a kerületi sebesség nagyon alacsony. 2,7 litert elfogadunk.

b) A sebességváltó olajszintjének szabályozásához nívópálcát biztosítunk.

c) Az olaj hajtóműből való leeresztéséhez a házban egy leeresztő nyílást biztosítunk, amelyet hengeres menetes dugóval zárunk le.

d) Hosszabb ideig tartó üzemelés során az olaj és a levegő felmelegedése miatt a ház belsejében megnő a nyomás, ami olajszivárgáshoz vezet a tömítéseken és kötéseken keresztül. Ennek elkerülésére biztosítunk egy szellőzőnyílást, amely a szondatestben van kialakítva.

Következtetés

Ebben a kurzusprojektben a szállítószalag meghajtását kiszámítják és megtervezik. Ennek a hajtásnak minden alkatrésze és alkatrésze problémamentesen működik, és 6 évig ellenáll az előírt terheléseknek. A hajtás tervezésekor minden szükséges követelményt figyelembe vettek: megbízhatóság, gyárthatóság, karbantarthatóság, könnyű kezelhetőség, hatékonyság, minimális méretek és tömeg, műszaki esztétika.

Bibliográfia .

1. Kurmaz L.V. Gépalkatrészek. Tervezés: tankönyv. pótlék \ L.V. Kurmaz, A.T. Skybeda. – 2. kiadás, rev. és további – Mn.: UE „Technoprint”, 2005.

2. Chernin I.M. et al., A gépalkatrészek számításai. – Mn.: Feljebb. iskola, 1974.

3. Sheinblit A. E. Gépalkatrészek tantárgytervezése: Tankönyv. kézikönyv a műszaki iskolák számára. – M.: Feljebb. iskola, 1991.

4. Anuriev V.I. Tervező és gépgyártó kézikönyve: 3 kötetben.

T. 1., T. 2., T. 3., - 8. kiadás, átdolgozva. és további Szerk. I. N. Zsesztkova. – M.: Gépészmérnök, 2001.

5. Sanyukevics F.M. Gép alkatrészek. Tantárgytervezés: Tankönyv – Brest: BSTU, 2003. – 462 p.

A hajtótengely tervek kidolgozása magában foglalja az összes fő tervezési szakaszt, egy műszaki javaslatot és egy előtervet. A tengelyek kiszámításának algoritmusa a 4. ábrán látható.

4. ábra Tengely számítási algoritmus diagramja

Kiindulási adatok a számításhoz: T - a tengelyre ható erő; Fr, Ft, Fx - nyomatékok. Mivel a tervezési tengelyen nincsenek olyan elemek, amelyek Fx = 0, Ft = 20806, Fr = -20806, T = 4383 axiális erőt okoznának.

A támogató reakciók definíciói

Tartók reakciójának kiszámítása

A tengelytámaszok reakcióit az 5. ábra mutatja.

5. ábra A vontató lánckerék tengelyének diagramjai

Bal oldali támogató reakció.

ahol l1,l2,l3,l4 a tengelyszerkezeti elemek távolsága, l1 = 100, l2 = 630, l3=100, l4=110, = 20806 H.

ahol = -20806 N.

Helyes támogató reakció.

Határozza meg a számított tengely hajlítónyomatékait!

Mi vízszintes sík, a tengely felől: csatoláshoz Mi(m) = 0, bal oldali támaszték Mi(l) = 0, bal lánckerékhez Mi(l) = -2039 N*m, jobb lánckerékhez Mi(pz) = -2081 N *m, a jobb oldali támaszra Mi(n) = -42 N*m. Ezen erők diagramja az 5. ábrán látható.

Mi függőleges sík, a tengely felől: a tengelykapcsolónál Mi(m) = 0, a bal oldali támasztéknál Mi(l) = 0, a bal lánckeréknél Mi(lz) = 0, a jobb lánckeréknél Mi(pz) = 0,

a jobb oldali támasznál Mi(n) = 0. Ezen erők diagramja az 5. ábrán látható.

Mi adott: tengelykapcsolóhoz Mi(m) = 4383 N*m, bal oldali támaszték Mi(l) = 4383 N*m, bal lánckerékhez Mi(l) = 4383 N*m, jobb lánckerékhez Mi(pz) = 3022 N *m, a jobb oldali támasznál Mi(n) = 42 N*m. Ezen erők diagramja az 5. ábrán látható.

A teljes hajlítónyomaték egyenlő: a tengelykapcsolónál T(m) = 4383 N*m, bal oldali támasztéknál T(l) = 4383 N*m, a bal oldali lánckeréknél T(l) = 4383 N*m, a jobbnál lánckerék T(pz) = 2192 N*m, jobb oldali támasznál T(p) = 0 N*m. Ezen erők diagramja az 5. ábrán látható.

A tengely anyagát a megadott terheléseknek megfelelően választjuk ki: Acél 45 GOST 1050-88.

Az Orosz Föderáció Oktatási és Tudományos Minisztériuma

FSBEI HE Kemerovói Technológiai Intézet

élelmiszeripar (egyetemi)

Alkalmazott Mechanikai Tanszék

LASSÚ TENGELY

Magyarázó megjegyzés a „Gépalkatrészek és tervezési alapismeretek” kurzus kurzusprojektjéhez

KS.01.00.00.PZ

Diák gr RS-032 Akhmetshin V.L.

Gogolina vezetője I.V.

Kemerovo 2015

Műszaki feladat…………………………………………….…………… ........................3

Bevezetés………………………………………………………………………………………………………………………… ................4

1. A hajtás kinematikai és teljesítményszámításai……………………………………… .. ......5
   1. Elektromos motor kiválasztása…………………………………………………………………………… .............. .........5
      1. A hajtás általános hatásfokának meghatározása……………………………………………………… .. ...5
      2. A szükséges motorteljesítmény meghatározása…………………………………………………………………………………………
      3. A maximális és minimális fordulatszám meghatározása…………………………………………………………………………… ......................5
      4. Villanymotor kiválasztása……………………………………………… .......6
   2. A hajtás kinematikai és teljesítményszámítása………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
      1. A teljes áttétel meghatározása és fokozatonkénti bontása………………………………………………………………… ...................................7
      2. Az egyes hajtótengelyek forgási sebességének meghatározása................................................ .......7
      3. Szögsebességek meghatározása az egyes hajtótengelyeken................................................7
      4. Az egyes hajtótengelyek teljesítményének meghatározása………………................................8
      5. Az egyes hajtótengelyek nyomatékainak meghatározása................................................8

2. Átviteli számítás

2.1.1 A sebességváltó számítása számítógépen (1. függelék)

2.2.1 Az eredmények elemzése és az optimális megoldás kiválasztása................................ ..............................10

3. Aknák tervezési számítása................................................ ...................................................... .............. .......tizenegy

3.1.1 Tervezési számítás alacsony fordulatszámú tengely....................................................................11

3.1.2 Nagy sebességű tengely tervezési számítása................................................ .............................. tizenegy

4. A tengelykapcsoló kiválasztása................................................. ...................................................... ...................................................12

5. Kulcsválasztás................................................ ...................................................... ..............................................12

6. A gördülőcsapágyak típusának kiválasztása: indoklás, típus, sorozat................................... ..............................................13

7. Az alacsony fordulatszámú tengely finomított számítása.

7.1.1 Támogatási reakciók meghatározása. Hajlító- és nyomatéknyomaték diagramok készítése.

A veszélyes szakaszok azonosítása................................................ ...................................................... ..........................14

7.2.1 A tengely próbaszámítása a tartósság szempontjából................................................ ..........................................16

8. Csapágyak tartósságának ellenőrzése................................................ ...................................................... ...18

9. A csapágyháló kenése................................................ ...................................................... .............. ....20

Következtetés…………………………………………………………………........................ ........21

Bibliográfia……………………………………………………………………………………………… ..............................22

Műszaki feladat

Az alkalmazott mechanikából V.L. Akhmetshin gr. RS-032. 1.opció

Végezze el a hajtás kinematikai és teljesítményszámításait az 1. ábrán látható diagram szerint. Végezze el a csigakerék számításait és tervezze meg a csigakereket.

Teljesítmény at kardántengely működő gép P r.m. = 1,7 kW.

Ennek a tengelynek a forgási sebessége ω R.m. = 3,3 s -1.

1. ábra - Egy elektromechanikus hajtás kinematikai diagramja

Adjon meg egy magyarázó megjegyzést és egy kis fordulatszámú tengely munkarajzát is A3 formátumban.

Bevezetés

Ebben a munkában el kell végezni a hajtás kinematikai és teljesítményszámításait, amely egy villanymotorból, tengelykapcsolóból, csigahajtóműből, ékszíj-hajtóműből és a munkagép tengelyéből áll.

A csigahajtómű előnyei: nagy sebességfokozat, állandó áttétel, sima, halk.

A csigahajtómű hátrányai: nagy súrlódási erő, alacsony hatásfok, speciális kenési követelmények.

A sebességváltó az mechanikus sebességváltó, amely egy külön zárt dobozban (úgynevezett ház) található, ami a szögsebesség csökkentését és a hajtott (alacsony fordulatszámú) tengely nyomatékának növelését szolgálja.

Az ékszíjas sebességváltó előnyei: nyomaték átvitel távolról, könnyű gyártás, zajtalanság.

Az ékszíjas sebességváltó hátrányai: változtatható áttétel, a szíjat folyamatosan meg kell feszíteni (a tengelyek terhelése)

A tengelykapcsoló két tengelykapcsoló félből és összekötő elemekből áll. Két tengely összekapcsolására és a nyomaték átvitelére szolgál anélkül, hogy megváltoztatná annak értékét és irányát.

A munka célja : ismeretek elsajátítása az oktatási, referencia irodalommal, állami és ipari szabványokkal való munkavégzésben. És megtanulja elemezni az alkatrészek célját és működési feltételeit, és tájékozott, tervezési és technológiai döntéseket hozni.

1. A hajtás kinematikai és teljesítményszámításai

1. Elektromos motor kiválasztása.

1. A teljes meghajtás hatékonyságának meghatározása

η összesen = η h · η r · η m · η p 3;

ahol η h Zárt csigahajtómű hatékonysága;

η р Ékszíj átvitel hatékonysága;

η m csatolási hatásfok;

η p Egy pár csapágy hatásfoka.

Fogadjuk el

η h = 0,8; r=0,94; η m = 0,98; η p = 0,99;

η összesen =0,8·0,94·0,98·0,99 3 =0,72.

1. A szükséges motorteljesítmény meghatározása

1. A maximális és minimális sebesség meghatározása

n `min = n r . m · u min ; n `max =n р . m ·u max;

u min = u min h · u min rm ; u max = u max h · u max rm ;

n r.m. =

Ahol, - a munkagép tengelyének forgási sebessége; - a munkagép tengelyének fordulatszáma, ford./perc;- a sebességváltó áttételi aránya;

n`min = 15,76 · 32 = 504,32 ; n`max =15,76·150=2364

u min =16·2=32; u max = 50·3=150

N r.m. =

1. Villanymotor kiválasztása [2, p. 456]

AIR 90L 4 TU 16-525.564 84 jellemzőkkel:

R ed = 2,2 kW;

n s = 1500 ford./perc;

n ac = 1395 ford./perc.

A kiválasztott villanymotort a 2. ábra mutatja.

2. ábra – Elektromos motor AI P 90 L 4 beépítéssel és befoglaló méretek

1.2 A hajtás kinematikai és teljesítményszámításai.

1.2.1. A teljes áttétel meghatározása és fokozatonkénti bontása

u összesen =

Tegyük fel, hogy u 2 = 40, majd u 1 = .

1.2.2 Az egyes hajtótengelyek forgási sebességének meghatározása

Motor tengely n = n ac = 1395 ford./perc;

Tengely I n 1 = n / u 1 = 631,22 ford./perc;

II. tengely n 2 = n 1 / u 2 = 15,78 ford./perc;

III. tengely n 3 = n 2 = 15,78 ford./perc.

1.2.3 A szögsebességek meghatározása minden hajtótengelyen

Motor tengely ω =

I tengely ω 1 = π * n 1/30 = 66,06 s -1 ;

II tengely ω 2 =π* n 2/30= 1,65 s -1 ;

III tengely ω 3 =ω 2 = 1,65 s -1.

1.2.4 Az egyes hajtótengelyek teljesítményének meghatározása

A motor tengelye P = P ed = 2,36 kW;

I. tengely Р 1 = Р · η р · η р =2,19 kW;

II. tengely P 2 = P 1 · η h · η p = 1,73 kW;

III tengely P 3 = P 2 η m η p = 1,67 kW

1.2.5 Az egyes hajtótengelyek nyomatékainak meghatározása

Motor tengely N m;

Tengely I N m;

II tengely N m;

Tengely III N m.

A számítási eredményeket az 1. táblázat tartalmazza.

1. táblázat Számítási eredmények

Tengelyszám	n, (rpm)	ω, (s -1)	P, (kW)	T, (Nm)
Kardántengely	1395	146,01	2,36	16,16
I. tengely	631,22	66,06	2,19	33,15
Val II	15,78	1,65	1,73	1048,48
tengely III	15,78	1,65	1,67	1012,12

2 A sebességváltó számítása

2.1.1 A sebességváltó számítása számítógépen (A. függelék)

2.2.1 A számítási eredmények elemzése és az optimális opció kiválasztása

A második lehetőséget választjuk a BrZTs7S5N1 kerékkorona anyaggal, mivel ez a legoptimálisabb. Teljesíti a következő feltételeket: σ n ≤ [σ n ] és σ f ≤ [σ f ] és ebben a verzióban átlagos erősségek és méretek vannak.

a = 450 mm, BrS30

d f = 216 mm;

d f ≥ 1,35 d = 1,3526 = 35,1;

216 ≥ 35,1 a feltétel teljesül.

2) a = 200 mm, BrO3Ts7S5N1

60≥ 35,1 a feltétel teljesül.

a = 110 mm, BrA10ZhZMts2

d f = 54 mm;

d f ≥ 1,25 d = 1,3526 = 35,1;

54≥ 35,1 feltétel teljesül

3 Aknák tervezési számítása

3.1.1 Kis fordulatszámú tengely tervezési számítása

d =(7...8) T t in

d =7=71,05. Megadjuk az átmérőt: d = 70

Átmérő a csapágy alatt

d n = d +2 t cil

d n =72+25,1=82,2 mm. Vegyük a standard értéket dn = 85 mm.

Csapágy váll átmérője

d b n = d n +3 r

d b n 2 =85+33,5=95,5mm. Megadjuk a csapágykarima átmérőjét = 100

3.1.2 Nagysebességű tengely tervezési számítása

d =(7...8) T bv

d =7=25,68. Megadjuk az átmérőt: d = 26

Átmérő a csapágy alatt

d n = d +2 t cil d n =26+23,5=33. Vegyük a standard értéket dn = 35 mm.

Csapágy váll átmérője

d b n = d n +3 r

d b n 2 =35+32=41mm. Megadjuk a csapágykarima átmérőjét = 42

Képletek és értékek t cyl, r vegye le az asztalról

4 Tengelykapcsoló kiválasztása

Kiegyenlítő merev láncos tengelykapcsolót választunk GOST-20742-81.

A tengelykapcsoló előnye, hogy a beépítés és a szétszerelés során nincs szükség az egységek tengelyirányú elmozdulására. Tartani kenőanyag a tengelykapcsolót burkolat borítja. Az olajszivárgás megelőzése érdekében tömítések vannak beépítve a burkolatba. A burkolat öntött könnyűötvözetből készült.

T r = CT kon

T nom =1048,48 K=(1,1...1,4)

T r = 1,41048,48 = 1467,87

ahol a névleges hosszú távú nyomaték;

T con - a pillanat dinamikus összetevője

K az üzemmód együtthatója. Csendes munka közben és kicsi

indításkor 1.1-re gyorsított tömegek....1.4

Számítások szerint elfogadjuk Lánccsatlakozás 2000-63-1.1 GOST 20742-81

5 Gomb kiválasztása

1) Az alacsony fordulatszámú tengely kimenő végének átmérője d = 70 mm l st = 105

Az agy hossza 8...10 mm-rel hosszabbra van állítva, mint a kulcs hossza

Figyelembe véve a kerékagy hosszát határozza meg a kulcs hosszát

l = l st - 10mm=105-10=95mm. Válassza ki a kulcs hosszát a szabványos tartományból l = 90 mm

A kulcs hosszának meghatározása

l = l p + b =27+20=47mm

Elfogadjuk a „Kulcs 20×12×90 GOST 23360 78” szabványt.

2) Az alacsony fordulatszámú tengelycsapágy vállának átmérője d bp =100 mm l st=80

A kulcs hosszának meghatározása

l = l st - 10mm=80-10=70mm a standard tartományból, válassza ki a kulcs hosszát l = 70 mm

Elfogadjuk a „Kulcs 28×16×70 GOST 23360 78” szabványt.

3) A nagy sebességű tengely kimeneti végének átmérője d =26 mm l st =39

A kulcs hosszának meghatározása

l = l st - 10mm=39-10=29mm a standard tartományból, válassza ki a kulcs hosszát l = 28 mm

Elfogadjuk a „Spline 8×7×28 GOST 23360 78” szabványt.

Kulcsos kapcsolatok erősségének ellenőrzése (B. függelék)

6 A gördülőcsapágyak típusának kiválasztása

A kúp- és csigakereket pontosan és mereven kell rögzíteni axiális irányban. A radiális golyóscsapágyakat alacsony axiális merevség jellemzi. Ezért az erőátvitelben kúpgörgős csapágyakat használnak a kúp- és csigakerekek tengelyeinek megtámasztására.

A csigafogaskerekek csigatartói jelentős axiális erőkkel vannak terhelve. Ezért a 7517A sorozatú GOST 333-79 kúpgörgős csapágyakat választjuk a csigatengely támasztékaként

7 A kis fordulatszámú tengely finomított számítása

7.1.1 Támogató reakciók meghatározása. Hajlító- és nyomatéknyomaték diagramok készítése. A veszélyes szakaszok azonosítása

A B C D

Alacsony fordulatszámú tengelyen meghatározzuk a legveszélyesebb szakaszt a nyomaték és a hajlítónyomatékok vízszintes és függőleges síkban történő diagramjaival, valamint teljes diagrammal..

A diagramok elkészítéséhez kvantitatív erőmérést használtunk, amelyet az általunk választott opcióból vettünk a korona anyagával BrZTs7S5N1

Fa=H

Fr=2400,856 H

Ft=6553 H

Fm=125=125

d = 320 mm

M ki = = = 136,72 Nm

1) Készítsünk egy diagramot a Mg-ről

∑ Ma =-Fta+Rb(a-b)-Fm(a+b+c)=65530,0064+Rb (0,064+0,064)-4047,53 (0,064+0,064+0,136)=419,392+Rb0,128-1062,8

0,128 Rb=419,392+1068,54792+1487,93992=11624,531 Rb

∑Mb=Ftb-Ra(a+b)-Fmc=65530,064-Ra0,128-4047,530,136

Ra 0,128=419,392-550,46408

Ra=-1024,0006

∑F=Ra+Rb-Fm-Ft=0

AB szakasz =Ra a=-1024.00060.064=-65.53

szakasz Kr. e =Ra(a+b)-Ftb=-1024.00060.128-65530.136=-550.46

CD szakasz =Fmc=-550.46

2) Megépítjük az Mv diagramját

∑Ma=-Fra-M+Rb(a+b)=-2400,8560,064-M+Rb 0,128

Rb = 2268,553

∑Mb=Fra-M-Ra(a+b)=2400,8560,064-136,72-Ra 0,128

Ra=132,303

∑F=Ra+Rb-Fr=0

AB szakasz felső =Ra a=132.3030.064=8.46

ABlower szakasz = Raa - M =132.3030.064-136.72=-128.25

3) Összefoglaló diagramot készítünk

B felső=

B alsó=

D=0

A veszélyes szakasz lesz a csapágy helye, mivel ezen a ponton éri el a teljes diagram a legnagyobb értékét.

7.2.1 A tengely próbaszámítása a tartósság szempontjából

A statikus szilárdság kiszámítása abból áll, hogy meghatározzuk d tengely egy veszélyes szakaszon, és számítsa ki a képlet segítségével:

55,30 mm

Mert a veszélyes szakasz átmérője = 55,30 mm (ami kisebb, mint a megengedett 80 mm), akkor a tengely szilárdsága biztosított

Határozzuk meg az egyenértékű hajlítónyomatékot

Meq===1184,19446 Nm Határozzuk meg az egyenértékű feszültséget

eq = ==19,28 MPa

Határozzuk meg a szakasz tengelyirányú ellenállási nyomatékát

60261.0156

Határozzuk meg a stresszt a veszélyes szakaszokban

9,13 MPa

k= ==8,54 MPa

a = 0,5 a = 4,27 MPa

Határozzuk meg a tengely tartóssági határai a vizsgált szakaszban:

99,15 N/mm2

85,36 ​​N/mm2

Határozzuk meg K ​​σ D és K τ D értékeket képletekkel kiszámított állóképességi határt csökkentő együtthatók

Vegyük =4,6 ; =3.2

=(4.6+1-1)=3.53

=(3.2+1-1)=2.46

ahol Kσ és Kτ effektív feszültségkoncentrációs együtthatók,

K dσ és K dτ a keresztmetszeti méretek befolyási együtthatói,

Határozzuk meg a biztonsági tényezőt

==9.53

ahol S σ és S τ - függőségek alapján meghatározott biztonsági tényezők normál és érintőleges feszültségekre

10.85

8 A csapágy élettartamának ellenőrzése

Határozzuk meg a támasztékok összesített reakcióit a csapágyak kiszámításához

Fr 1,2=

Fr 1==11625,2839N

Fr 2==2488,9576N

Az értékeket a „kis fordulatszámú tengely finomított számítása” tételből vettük.

Határozzuk meg az axiális komponenseket

Fa min 1,2 =0,83 eFr 1.2, ahol "e" a tengelyirányú terhelési együttható

Fa min 1 = 0,83 0,3911625,2839 = 3763,1044N

Fa min 2 = 0,83 0,392488,9376 = 805,6755N

A kapott értékeknek megfelelően megtaláljuk az értékeket X és Y a támasztékokhoz.

Kapcsolatok e X =1 Y =0

Egyenértékű terheléseket találunk Kb=1 és Kt=1 értékeknél

Pr 1,2=(VXFr 1,2+ YFa 1,2) KbKt

Pr 1=(1 111625.2839+03763.1044) 11=11625.2839

Pr 2=2488,9576

Határozzuk meg a csapágyak tervezési élettartamát kb a 23=0,6

L10ah1.2=a1a23

L 10 ah 1 = 10,6 = 4090572,73 óra

L 10 ah 2=693169954,647h

Következtetés: L 10 ah =693169954,647h. Ez több, mint a szükséges tartósság L 10 ah =20000h, tehát a 7517A csapágy megfelelő.

9 A csapágyháló kenése

A csigahajtóműveknél folyékony olajos kenést használnak a forgattyúház módszerrel (merítés), amelyben olajat öntenek a házba úgy, hogy a fogaskerék koronája belemerüljön. Amikor a kerék forog, az olajat a fogak felfogják, kipermetezik, nekiütközik a sebességváltó házának belső falainak, és onnan befolyik annak alsó részébe (olajfürdő). A ház belsejében a levegőben lévő olajrészecskék szuszpenziója (olajköd) képződik, amely a sebességváltó minden részén leülepszik.

A kerületi sebesség nem haladhatja meg a 12,5 m/s-ot

Határozzuk meg a féreg kerületi sebességét a szerint

ahol d 1 csigamenet átmérője, mm;

n 1 csigafordulatszám, fordulat/perc

Határozzuk meg a kerék kerületi sebességét

ahol d 2 a kerék emelkedési átmérője, mm;

n 2 kerék fordulatszám, fordulat/perc

Határozzuk meg a féreg bemerülési mélységét aszerint.

h m =2 m ...0,25 d 2 =2 8...0,25320=16...80mm.

A fogaskerekek forgattyúház-kenésével a csapágyakat kifröccsenő olaj keni.

Következtetés

Ebben a munkában a hajtás kinematikai és teljesítményszámításait végeztem el. megtörtént a tengelyek tervezési számítása, a gördülőcsapágyak típusának kiválasztása, a csapágyak kenésének és kapcsolódási módjának meghatározása, a tengelyek finomított számítása, a gördülőcsapágyak tartósságának ellenőrzése, valamint a csapágyak típusának meghatározása. csatolás lett kiválasztva. A projekt grafikai részében egy kis fordulatszámú tengely összeállítási rajza készült A3 formátumban specifikációval.

A tengelyek próbaszámításának elvégzése és a kapott adatok elemzése után bátran kijelenthetjük, hogy ezek a termékek megfelelnek a szükséges szilárdsági feltételeknek, mert a biztonsági tényező többszöröse a megengedettnél S =9,5>[ S ]=2. Ennek alapján a korábban kapott számításokat fogadjuk el főnek.

A kulcscsatlakozások szilárdságának ellenőrzése után (5. pont) meghatároztuk a kulcsok minimális munkahosszát, szélességét, magasságát, hatásos és megengedett feszültségeit.

A 6. részben kiválasztott csapágyakat teszteltünk tartósság szempontjából. Az eredmények azt mutatják, hogy az átlagos csapágy-élettartam teljes mértékben kielégíti a hajtómű adott élettartamát.

A számítási hiba az

∆ P =(P 1- P 2/ P 2) ⦁ 100%=(2,36-2,19/2,19) ⦁ 100%=7%

A számítási eredmények azt mutatták, hogy az áttételi hiba 0,01%, a teljesítmény hiba pedig 7%. Így főbbnek a korábban végzett számításokat fogadjuk el.

Bibliográfia

1 Dunaev, P.F. Egységek és gépalkatrészek tervezése: Tankönyv. kézikönyv technikusoknak szakember. egyetemek/P.F.Dunaev, O.P.Lelikov, M.: "Akadémia" Kiadói Központ, 2001.-447p.

2 Gépalkatrészek: Oktatóanyag a levelező oktatás gépészeti és technológiai szakos hallgatóinak tanfolyam elvégzéséhez / L.V. Gracheva [et al.], -K.: Kemerovo Technological Institute of the Food Industry, 2003.-180p.

3 Dunaev, P.F. Tanfolyamtervezés „Gépalkatrészek” tankönyv a műszaki iskolák gépészmérnöki szakos hallgatóinak / P.F. Dunaev, O.P. Lelikov 1990.-399.

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

dátum

Lap

KS.01.00.00.PZ

Fejlett

Akhmetshin V.L.

Prov.

Gogolina I.V.

T. számláló.

N. számláló.

Jóváhagyott

LASSÚ TENGELY

Megvilágított.

Ágynemű

KemTIPP gr. RS-032

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

Dátum

Lap

KS.01.00.00.PZ

η 4

η 3

Tengely I I I

n 3, ω 3, P 3, T 3

I. tengely

n 1, ω 1, P 1, T 1

tengely I I

n 2, ω 2, P 2, T 2

u 2 , η 2

u 1, η 1

Motor tengely

n, ω, P, T

változás

ist

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

4

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

5

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

6

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

7

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

8

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

9

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

10

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

11

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

12

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

13

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

14

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

15

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

16

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

17

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

18

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

19

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

20

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

21

KS.01.00.00.PZ

változás

Lap

Dokumentum száma.

Aláírás

DatA

Lap

1) Kiszámítjuk a tengelydiagramot:

Kerületi erő F t = 7945,9 N

Radiális erő F r = 2966,5 N

Axiális erő F a = 1811 N

2) Készítsük el a tengely tervrajzát:

l 1 keresése:

l 1 = V P /2 + (5 óra 10) + v 2T /2, (123)

l 1 = 37/2 + 10 + 63/2 = 60,5 = 60 mm.

l 2 keresése:

l 2 = in 2T /2 + (5h10) + in 2B + (5h10) + V P /2, (124)

l 2 = 63/2 + 10 + 45 + 10 + 37/2 = 114 mm.

l 3 = 37/2+1,2*70+1,5*60=192 mm (125)

2) F M = vT 3 *250 = 7915,965 H

3) Ma=Fa*d2T/2=221578,5 H; (126)

MA=0; (127)

Y V (60 + 114)-221578,6-2966,5*60 = 0, (128)

Y A (60+114)+114*2966,5= 221578,6

Ellenőrzés: ?Y=0, (130)

Y A +Y B -F r = 0, (131)

670,13+2296,37-2966,5=0 - a feltétel teljesül.

4) Határozza meg a támasztó reakciókat vízszintes síkban:

A tengelycsatlakozás elkerülhetetlen eltolódása miatt az alacsony fordulatszámú tengely F M többleterővel - a tengelykapcsolók erejével - terhelődik.

Kétfokozatú sebességváltóhoz:

F M = 250 VT 2Т 2) = 7915,96 H, (132)

Az F M erőt úgy irányítjuk, hogy az F t erőből növelje a feszültséget és az alakváltozást (legrosszabb esetben).

Egy pont egyensúlyi feltétele

V: ?M V = 0, (133)

X A (l 1 + l 2) - F t l 2 - F M l 3 =0 (133)

Írjuk fel a pont egyensúlyi feltételét

A: ?M A =0, (134)

X B (l 1 + l 2) + F t l 1 -F M (l 1 + l 2 + l 3) = 0, (135)

Ellenőrzés: ?Х=0, (136)

X A + F t + X B - F M =0,

10,75+7945,9+15,55-7915,965=0 - a feltétel teljesül.

5) F g és F a erőkből készítjük el a hajlítónyomatékok diagramját

M Referencia =670,13*60 =40207,8 Nm;

M Balra =Y Al 1 +Fa d 2T /2=40207,8+221578,6 =261786,4 Nm;

M B =Y A (l 1 + l 2)+ Fa d 2T /2-F r l 2 =0 (Ellenőrizze!)

6) Megszerkesztjük a Ft erő hatására kialakuló hajlítónyomatékok diagramját.

M C = -X Al 1 = -10,75-60 = -644,4 N-m;

M B =Х A (l 1 + l 2)+Ft l 2 =-1870,5+353,4=-1517,1 N m;

M D =-X A (l 1 + l 2 + l 3) + F t (l 1 + l 2) + X B l 3,

M D = -10,75*366+3,1*306+15,55*192=0 (Ellenőrizze!)

A hajlítónyomatékok diagramja az A függelékben található.

7) Összeállítjuk a hajlítónyomatékok teljes diagramját

Az ezen erők együttes hatásából származó hajlítónyomatékok teljes diagramjának ordinátáit a következő képlet segítségével találjuk meg:

M B = -1517,1 Nm;

A hajlítónyomatékok teljes diagramja az A függelékben található.

8) Készítünk egy diagramot a nyomatékokról:

T = F t d 2t /2, (138)

T = 7945,97525/2 = 2085817,12 Nm

Nyomaték diagram az A függelékben.

9) Határozza meg a hordozók összes reakcióját:

A leginkább terhelt a B támasz, ahol a radiális erő = 8458b51 N hat.

Uob =40,3 2. A hajtás kinematikai számítása 2.1 A hajtás teljes áttétele 2.2 Forgási sebességek Amely megfelel a 3. feladatnak. Teljesítményszámítás 3.1 Határozza meg a számított hajtásteljesítményt, a lehető legnagyobb méretértéket a) b) 3.2 Határozza meg a teljesítményt a tengelyek 3.3 Határozza meg a nyomatékokat a tengelyeken 3.4 Az adatokat táblázatba foglaljuk tengelyszám ni min-1 ...

A számításnál a hatékonyságot vesszük figyelembe. hajtás, fordulatszám, motorteljesítmény, nyomaték az alacsony fordulatszámú tengelyen. A nyomatéktól és a tengelyátmérőtől függően válassza ki a megfelelő tengelykapcsolót a referenciakönyvből. A sebességváltó további fejlesztéséhez és gyártásához annak vizuális ábrázolása szükséges. Ehhez rajzokat készítenek, amelyekből pontosan meghatározhatja az egyes részek helyét. Által...

M1 és M2; =0,99 - csapágyhatásfok. A tengelyeken a forgási sebességet a következő képletek határozzák meg: Ahol - az I, II, III hajtótengelyek forgási sebessége, ford./perc = 1430 ford./perc - a villanymotor tengelyének fordulatszáma; - a sebességváltó áttételi aránya. A tengelyeken a nyomatékot a következő képletek határozzák meg: ahol - az I, II, III tengely nyomatékai, Nm Tengelyszám P, kW n, fordulatszám T, ...

Fogazott csúszópánttal (16), ahol ν a görgős vagy perselylánc sorainak száma; φt=B/t - láncszélességi együttható; fogazott láncoknál φt=2…8. 7. SZÁLLÍTÓSZÍJ MECHANIKAI HAJTÁSÁNAK LÁNCHAJTÁSÁNAK SZÁMÍTÁSA 1. Figyelembe véve a kis átvitt N1 teljesítményt egy kis lánckerék átlagos szögsebességénél, egysoros görgős láncot fogadunk el átvitelre. 2. ...