Şaft desteklerindeki reaksiyonlar nasıl hesaplanır? Ders çalışması: Dişli kutusunun hesaplanması (konik, tek kademeli düz). Şanzımanlar: kayış, zincir. Desteklerin reaksiyonunun hesaplanması

Ev / Pil

Tahrik mili tasarımlarının geliştirilmesi, tüm ana tasarım aşamalarını, teknik teklifi ve ön tasarımı içerir. Şaftların hesaplanmasına yönelik algoritma Şekil 4'te gösterilmektedir.

Şekil 4 Şaft hesaplama algoritması diyagramı

Hesaplama için ilk veriler: T - mile etki eden kuvvet; Fr, Ft, Fx - torklar. Tasarım mili üzerinde eksenel kuvvete neden olan herhangi bir eleman bulunmadığından Fx = 0, Ft = 20806, Fr = -20806, T = 4383.

Destek reaksiyonlarının tanımları

Desteklerin reaksiyonunun hesaplanması

Şaft desteklerinin reaksiyonları Şekil 5'te gösterilmektedir.

Şekil 5 Çekiş dişlisi milinin diyagramları

Sol destek tepkisi.

burada l1,l2,l3,l4 şaft yapı elemanları arasındaki mesafedir, l1 = 100, l2 = 630, l3=100, l4=110, = 20806 H.

burada = -20806 N.

Sağ destek reaksiyonu.

Hesaplanan şaft için bükülme momentlerini belirleyin

Yatay düzlem Mi, eksenden: kaplin için Mi(m) = 0, sol destek Mi(l) = 0, sol dişli için Mi(l) = - 2039 N*m, sağ dişli için Mi(pz) = -2081 N *m, sağ destek için Mi(n) = -42 N*m. Bu kuvvetlerin diyagramları Şekil 5'te gösterilmektedir.

Dikey düzlem Mi, eksenden: kaplin için Mi(m) = 0, sol destek Mi(l) = 0, sol dişli için Mi(lz) = 0, sağ dişli için Mi(pz) = 0,

doğru destek için Mi(n) = 0. Bu kuvvetlerin diyagramları Şekil 5'te gösterilmektedir.

Verilen Mi: kaplin için Mi(m) = 4383 N*m, sol destek Mi(l) = 4383 N*m, sol dişli için Mi(l) = 4383 N*m, sağ dişli için Mi(pz) = 3022 N *m, sağ destek için Mi(n) = 42 N*m. Bu kuvvetlerin diyagramları Şekil 5'te gösterilmektedir.

Toplam bükülme momenti şuna eşittir: kaplin için T(m) = 4383 N*m, sol destek T(l) = 4383 N*m, sol dişli için T(l) = 4383 N*m, sağ için dişli T(pz) = 2192 N*m, sağ destek için T(p) = 0 N*m. Bu kuvvetlerin diyagramları Şekil 5'te gösterilmektedir.

Belirtilen yüklere göre şaft malzemesini seçiyoruz: Çelik 45 GOST 1050-88.

Düşük hız mili:

Verilen: Ft = 1546,155 H, Fr = 567,339 H, Lt = 0,093 m, Lt/2 = 0,0465 m,

1. Yatay düzlemdeki mesnetlerdeki reaksiyonun belirlenmesi:

Rсх*Lт + Ft * Lт/2 = 0

Rсх*0,093+1546,155*0,0465 = 0

Rсх*0,093 = -71,896

Rсх = 71,896/0,093 = 773,075 N

Ft* Lt/2+Rdh* Lt = 0

1546,155*0,0465+ Rdh *0,093 = 0

Rdh = 71,896/0,093 = 773,075 N

Kontrol edin: ∑Fnх = 0

Rdh + Rсх - Ft = 0; 773.075+773.075-1546.155 = 0; 0 = 0

M2lev = Rсх * Lт/2 = 773,075 * 0,0465 = 35,947 Nm

M2pr = M2lev = 35,947 Nm

M3lev = Rсх * Lт- Ft* Lт/2 = 71,895-71,895 = 0

2. Düşey düzlemdeki mesnetlerdeki reaksiyonun belirlenmesi:

Rsy*Lt + Fr * Lt/2 = 0

Rsy*0,093+567,339*0,0465 = 0

Rsy = 26,381/0,093 = 283,669 N

Fr* Lt/2+Rdu* Lt = 0

567,339*0,0465+ RDN *0,093 = 0

RDN = 26,38/0,093 = 283,669 N

Kontrol edin: ∑Fnу = 0

Rsy – Fr+ Rdu = 0; 283.669 – 567.339+283.669 = 0; 0 = 0

Eğilme momentlerinin diyagramlarını oluşturuyoruz.

M2lev = Rsy * Lt/2 = 283,669 * 0,0465 = 13,19 Nm

M2pr = M2lev = 13,19 Nm

M3lev = Rsy * Lt-Fr* Lt/2 = 26,381-26,381 = 0

3. Tork diyagramlarını oluşturuyoruz.

Mk = M2 = Ft*d2/2 = 1546,155*184,959/2 = 145,13 Nm

4. Toplam radyal reaksiyonları belirleyin:

Rc = = 823.476 N

Yol = = 823.476 N

5. Toplam eğilme momentlerini belirleyin.

M2 = = 38,29 Nm

7. Rulman hesaplamasını kontrol edin:

7.1 Bir rulmanın temel dinamik yük değeri Cr, iç bileziğin 10 devirlik temel ömrü boyunca rulmanın destekleyebileceği sabit radyal yüktür.

Yüksek hızlı bir şaft için Cr = 29100 N (Tablo K27, s. 410), rulman 306.

Düşük hızlı bir şaft için Cr = 25500 N (Tablo K27, s. 410), rulman 207.

Dişli redüktörler için gerekli yatak ömrü Lh, Lh ≥ 60.000 saattir.

Rulmanların uygunluğu, hesaplanan dinamik yük kapasitesi Crp, N ile temel dayanıklılık L10h, h'nin, Crp ≤ Cr koşullarına göre gerekli Lh, h ile karşılaştırılması yoluyla belirlenir; L10h ≥ Lh.

Hesaplanan dinamik yük kapasitesi Crp, N ve temel dayanıklılık L10h, saat aşağıdaki formüllerle belirlenir:

CRp = ; L10h =

burada RE eşdeğer dinamik yüktür, N;

ω – karşılık gelen şaftın açısal hızı, s

M – üs: Bilyalı rulmanlar için M = 3 (s. 128).

7.1.1 Eşdeğer yükü RE = V* Rr*Kv*Kt olarak belirleyin, burada

V – dönme katsayısı. Rulmanın dönen iç bileziği ile V = 1 (sayfa 130).

Rr – yatağın radyal yükü, N. Rr = R – yatağın toplam reaksiyonu.

Kv – güvenlik faktörü. Kv = 1,7 (Tablo 9.4, s. 133).

Kt – sıcaklık katsayısı. Kt = 1 (Tablo 9.5, s. 135).

Yüksek hız mili: RE = 1*1,7*1323,499*1 = 2249,448 N

Düşük hızlı şaft: RE = 1*1,7*823,746*1 = 1399,909 N

7.1.2 Rulmanların dinamik yük kapasitesi Crp'yi ve L10h dayanıklılığını hesaplıyoruz:

Yüksek hız mili: Crp =2249.448 = 2249,448*11,999 = 26991,126 N; 26991.126 ≤ 29100 - koşul karşılandı.

75123.783 ≥ 60000 - koşul karşılandı.

Düşük hız mili: Crp = 1399.909 = 1399,909*7,559 = 10581,912 N; 10581,912 ≤ 25500 - koşul karşılandı.

848550.469 ≥ 60000 - koşul karşılandı.

Doğrulama hesaplaması seçilen rulmanların karlılığını gösterdi.

7.1.3 Tablo halinde bir cevap oluşturun:

Rulmanların ana boyutları ve çalışma boyutları:

8. Sürücünün yapısal düzeni:

8.1 Dişlilerin tasarımı:

Vites:

Dişlerin uçlarına f = 1,6 mm boyutunda pahlar yapılır. HB çalışma yüzeylerinin sertliği ile şivron tekerleklerde pah açısı αf< 350, αф = 45°. Способ получения заготовки – ковка или штамповка.

8.1.1 Tekerleğin mile takılması:

Dönen torku bir dişli çifti aracılığıyla iletmek için H7/r6 uyumlu anahtarlı bir bağlantı kullanılır.

8.1.2 Dişli çifti olarak şivron tekerlekleri kullanırken tekerleğin eksenel sabitlenmesine dikkat etmeye gerek yoktur, ancak yatakların tekerleğe doğru eksenel kaymasını önlemek için tekerleğin her iki tarafına iki burç takıyoruz .

8.2 Şaft tasarımı:

Şaftların farklı çaplardaki iki bitişik adım arasındaki geçiş bölümü bir oluk ile yapılır:

8.2.2 Düşük hız milinin birinci ve üçüncü kademelerinde aşağıdaki boyutlara sahip kamalı bir kamalı bağlantı kullanıyoruz:

8.3 Şanzıman mahfazasının tasarımı:

Gövde SCh 15 kalite dökme demirden yapılmıştır. Gövde sökülebilir. Taban ve kapaktan oluşur. Yapısal elemanların çıkıntılı olmadığı pürüzsüz dış duvarlara sahip dikdörtgen bir şekle sahiptir. Muhafaza kapağının üst kısmında, havalandırma delikli bir kapakla kapatılan bir gözetleme penceresi bulunmaktadır. Tabanın alt kısmında iki tapa vardır - tahliye ve kontrol.

Duvarların ve takviyelerin kalınlığı δ, mm: δ=1,12 =1,12*3,459=3,8 mm.

δ≥6 mm koşulunu yerine getirmek için δ = 10 mm alırız.

8.3.1 Dişli kutusu dört adet M12 saplama kullanılarak taban çerçevesine (plaka) bağlanır. Flanş genişliği 32 mm, saplama deliğinin eksen koordinatı 14 mm'dir. Kapak ile gövde tabanı arasındaki bağlantı altı adet M8 vida ile yapılmaktadır. Muayene penceresi kapağı dört adet M6 vidayla sabitlenmiştir.

8.4 Mil hesaplamalarının kontrolü

8.4.1. Şaftlar için formülü kullanarak eşdeğer momenti belirleriz:

Yüksek hız mili: Meq = = = 63.011 (N)

Düşük hız mili: Meq = = = 150.096 (N)

8.4.2. Hesaplanan eşdeğer gerilmeleri δeq belirleriz ve bunları izin verilen [δ]u değeriyle karşılaştırırız. Tahrik ve tahrik edilen miller için [δ]u = 50 mPa olan çelik 45'i seçiyoruz

d = 42 – tehlikeli bölümdeki düşük hız milinin çapı.

Çözüm: yüksek hızlı ve düşük hızlı millerin mukavemeti sağlanır.

Yağlama

9.1 Genel amaçlı dişli kutuları için, akışsız karter yöntemi (daldırma) kullanılarak sıvı yağ ile sürekli yağlama kullanılır. Bu yöntem, çevresel hızları 0,3 ile 12,5 m/sn arasında olan dişliler için kullanılır.

9.2 Yağ tipinin seçimi, GН dişlerinde hesaplanan temas geriliminin değerine ve tekerleklerin U gerçek çevresel hızına bağlıdır. Yağ tipi, sayfa 241'deki tablo 10.29'a göre seçilir. Bu redüktörde U = 1.161 m/sn, GН = 412, I-G-A-68 kalite yağ kullanılmaktadır.

9.3 Tek kademeli dişli kutuları için yağ hacmi 0,4...0,8 litre oranında belirlenir. 1 kW iletilen güç başına. P = 2,2 kW, U = 2,2*0,5 = 1.100 l. Tasarlanan dişli kutusundaki yağ hacmi 1.100 litredir. Şanzıman kontrol penceresinden yağla doldurulur. Yağ seviyesi bir kontrol tapası kullanılarak kontrol edilir. Yağ, tahliye tapasından boşaltılır.

9.4 Yatakların yağlanması:

Tasarlanan dişli kutularında rulmanların yağlanması için sıvı ve plastik yağlayıcılar kullanılmaktadır. Yağlayıcı, yatak kapağı çıkarılmış haldeyken yatağa manuel olarak doldurulur. Rulmanlar için en yaygın gres, yağlı gres (GOST 1033-79), yağlı konstalin UT-1'dir (GOST 1957-75).

Rusya Federasyonu Eğitim ve Bilim Bakanlığı

FSBEI HE Kemerovo Teknoloji Enstitüsü

gıda endüstrisi (üniversite)

Uygulamalı Mekanik Bölümü

DÜŞÜK HIZLI ŞAFT

“Makine parçaları ve tasarım temelleri” dersi ders projesi açıklayıcı notu

KS.01.00.00.PZ

Öğrenci gr RS-032 Akhmetshin V.L.

Baş Gogolina I.V.

Kemerovo 2015

Teknik görev……………………………………………….…………….….................. ....................3

Giriş……………………………………………………………………………..…........ ........ ..................4

Sürücünün kinematik ve güç hesaplamaları…………………..…….................................. .. .......5
1. Bir elektrik motorunun seçilmesi…………………………………..….................................. ....... .......5
  1. Genel tahrik verimliliğinin belirlenmesi………………………..….................................. .. ..5
  2. Gerekli motor gücünün belirlenmesi…………..…................................................5
  3. Maksimum ve minimum dönüş hızının belirlenmesi…………………………………………….…..... ....... ......................5
  4. Elektrik motorunun seçimi…………………………………………….. .........6
2. Sürücünün kinematik ve güç hesaplamaları…………………..................................................7
  1. Toplam dişli oranının belirlenmesi ve dişlilere göre dökümü……………………………………………………….…................ ... ......................7
  2. Her bir tahrik milindeki dönüş hızlarının belirlenmesi.................................................. ......7
  3. Her bir tahrik milindeki açısal hızların belirlenmesi..................................................7
  4. Her tahrik milindeki güçlerin belirlenmesi………….…................................................8
  5. Her bir tahrik milindeki torkların belirlenmesi..................................................8

2. İletim hesaplaması

2.1.1 Bilgisayarda dişli aktarımının hesaplanması (Ek 1)

2.2.1 Sonuçların analizi ve en uygun çözümün seçimi.................................................. ................................10

3. Şaftların tasarım hesabı.................................................. ...................................................................... .............. .......onbir

3.1.1 Düşük hızlı şaftın tasarım hesaplaması................................................. ...................................onbir

3.1.2 Yüksek hızlı şaftın tasarım hesaplaması................................................. ............. .....................onbir

4. Kaplin seçimi.................................................. ....... ................................................... ...................................................12

5.Anahtar seçimi.................................................. ....... ................................................... ....................................................12

6. Makaralı rulman tipinin seçimi: gerekçe, tip, seri.................................................. ................. ..................13

7. Düşük hızlı şaftın hassas hesaplaması.

7.1.1 Destek reaksiyonlarının belirlenmesi. Eğilme ve tork momentlerinin diyagramlarının oluşturulması.

Tehlikeli bölümlerin tanımlanması.................................................. ...................................................... ................................14

7.2.1 Şaftın dayanıklılık açısından test hesaplaması................................................. ......................................16

8. Yatakların dayanıklılığının kontrol edilmesi.................................................. ......... ................................................... ...18

9. Yatak ağının yağlanması.................................................. ...................................................................... ................. ....20

Çözüm…………………………………………………………………........................ .......…..21

Kaynakça…………………………………………………………………………….. .................…….22

Teknik görev

Uygulamalı mekanikte öğrenci V.L. Akhmetshin gr. RS-032. seçenek 1

Şekil 1'de gösterilen şemaya göre sürücünün kinematik ve güç hesaplamalarını yapın. Sonsuz dişli hesaplamalarını yapın ve sonsuz dişliyi tasarlayın.

Çalışma makinesinin tahrik miline güç verin P.m. = 1,7 kW.

Bu milin dönme hızı ω r.m. \u003d 3,3 sn -1.

Şekil 1 - Elektromekanik bir sürücünün kinematik diyagramı

Ayrıca açıklayıcı bir not ve düşük hızlı bir şaftın çalışma çizimini A3 formatında sağlayın.

giriiş

Bu çalışmada, bir elektrik motoru, kaplin, sonsuz dişli, V-kayış transmisyonu ve iş makinesinin milinden oluşan sürücünün kinematik ve güç hesaplamalarının yapılması gerekmektedir.

Sonsuz dişlinin avantajları: Çok sayıda vites, sabit vites oranı, pürüzsüz, sessiz.

Sonsuz dişlinin dezavantajları: Yüksek sürtünme kuvveti, düşük verim, özel yağlama gereksinimleri.

Dişli kutusu, açısal hızı azaltmaya ve tahrik edilen (düşük hızlı) şaft üzerindeki torku artırmaya yarayan, ayrı bir kapalı kutuya (muhafaza adı verilen) yerleştirilmiş mekanik bir şanzımandır.

V-kayışı iletiminin avantajları: Torkun uzaktan aktarımı, üretim kolaylığı, gürültüsüzlük.

V kayışı iletiminin dezavantajları: değişken dişli oranı, kayış sürekli olarak gerilmelidir (şaftlar üzerindeki yük)

Kaplin iki kaplin yarısından ve bağlantı elemanlarından oluşur. İki şaftı birbirine bağlamaya ve değerini ve yönünü değiştirmeden torku iletmeye yarar.

İşin amacı : Eğitim, referans literatürü, devlet ve endüstri standartlarıyla çalışma becerilerinin kazanılması. Ayrıca parçaların amacını ve çalışma koşullarını analiz etmeyi ve bilinçli, tasarımsal ve teknolojik kararlar almayı öğrenin.

Sürücünün kinematik ve güç hesaplamaları

Bir elektrik motoru seçimi.

Genel tahrik verimliliğinin belirlenmesi

η toplam = η h · η r · η m · η p 3;

nerede η h Kapalı bir sonsuz dişlinin verimliliği;

η p V kayışı iletim verimliliği;

η m birleştirme verimliliği;

ηp Bir çift yatağın verimliliği.

Kabul edelim

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

η toplam =0,8·0,94·0,98·0,99 3 =0,72.

Gerekli motor gücünün belirlenmesi

Maksimum ve minimum hızın belirlenmesi

n 'min = n r . m · u dk; n 'maks =n р . m ·u maksimum;

u min = u min h · u min rm ; u maksimum = u maksimum h · u maksimum rm ;

n r.m. =

Nerede, - çalışan makinenin şaft dönüş hızı; - çalışan makinenin şaft dönüş hızı, rpm;- şanzımanın dişli oranı;

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

u dk =16·2=32; umaks = 50·3=150

N r.m. =

Bir elektrik motorunun seçilmesi [2, s. 456]

HAVA 90 L 4 TU 16-525.564 84 özellikleriyle:

Kırmızı = 2,2 kW;

ns = 1500 rpm;

n ac = 1395 rpm.

Seçilen elektrik motoru Şekil 2'de gösterilmektedir.

Şekil 2-Elektrik motoru AI P 90L 4 kurulum ve genel boyutlarla birlikte

1.2 Sürücünün kinematik ve güç hesaplamaları.

1.2.1 Toplam dişli oranının belirlenmesi ve dişlilere göre dağılımı

toplam =

u 2 = 40'ı alalım, sonra u 1 =.

1.2.2 Her bir tahrik milindeki dönüş hızlarının belirlenmesi

Motor mili n = n ac = 1395 dev/dak;

Mil ben n 1 = n / u 1 = 631,22 rpm;

Şaft II n 2 = n 1 / u 2 = 15,78 rpm;

Şaft III n 3 = n 2 = 15,78 dev/dak.

1.2.3 Her tahrik milindeki açısal hızların belirlenmesi

Motor mili ω =

Şaft ben ω 1 = π * n 1/30 = 66,06 s -1 ;

Şaft II ω 2 =π* n 2/30= 1,65 s -1 ;

Şaft III ω 3 =ω 2 = 1,65 s -1.

1.2.4 Her tahrik milindeki güçlerin belirlenmesi

Motor mili P = P Ed = 2,36 kW;

Şaft I Р 1 = Р · η р · η р =2,19 kW;

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

Şaft III P 3 = P 2 η m η p = 1,67 kW

1.2.5 Her tahrik milindeki torkların belirlenmesi

Motor mili Nm;

Şaft I Nm;

Şaft II Nm;

Şaft III Nm.

Hesaplama sonuçları Tablo 1'de sunulmaktadır.

Tablo 1 Hesaplama sonuçları

Şaft numarası	n, (dev/dak)	ω, (s -1)	P, (kW)	T, (Nm)
Tahrik mili	1395	146,01	2,36	16,16
Şaft I	631,22	66,06	2,19	33,15
Val II	15,78	1,65	1,73	1048,48
Şaft III	15,78	1,65	1,67	1012,12

2 İletim hesaplaması

2.1.1 Bilgisayarda dişli aktarımının hesaplanması (Ek A)

2.2.1 Hesaplama sonuçlarının analizi ve en uygun seçeneğin seçimi

En uygun olanı olduğu için tekerlek tepesi malzemesi BrZTs7S5N1 ile ikinci seçeneği seçiyoruz. Aşağıdaki koşulları karşılar: σ n ≤ [σ n ] ve σ f ≤ [σ f ] ve bu versiyonda ortalama güçler ve boyutlar var.

a = 450 mm, BrS30

d f = 216 mm;

d f ≥ 1,35 d = 1,3526 = 35,1;

216 ≥ 35.1 koşulu karşılanmıştır.

2) a = 200 mm, BrO3Ts7S5N1

60≥ 35,1 koşulu karşılanmıştır.

a = 110 mm, BrA10ZhZMts2

d f = 54 mm;

d f ≥ 1,25 d = 1,3526 = 35,1;

54≥ 35,1 koşulu karşılandı

3 Şaftların tasarım hesaplaması

3.1.1 Düşük hızlı şaftın tasarım hesaplaması

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

D =7=71,05. Çapı belirtin: gün =70

Rulman altındaki çap

d n = d +2 t silindir

d n =72+25,1=82,2 mm. Standart değeri alalım dn = 85 mm.

Rulman bileziği çapı

d b n = d n +3 r

dbn 2 =85+33,5=95,5 mm. Rulman flanşının çapını = 100 olarak belirtiyoruz

3.1.2 Yüksek hızlı şaftın tasarım hesaplaması

d =(7...8) T bv

D =7=25,68. Çapı belirtin: d =26

Rulman altındaki çap

d n = d +2 t silindir d n =26+23,5=33. Standart değeri alalım dn = 35 mm.

Rulman bileziği çapı

d b n = d n +3 r

dbn 2 =35+32=41 mm. Rulman flanşının çapını = 42 olarak belirtiyoruz

Formüller ve değerler t silindir, r masadan al

4 Kaplin seçimi

Dengeleyici bir sert zincir bağlantısı GOST-20742-81 seçiyoruz.

Kaplinin avantajı, kurulum ve sökme sırasında ünitelerin eksenel olarak yer değiştirmesine gerek olmamasıdır. Yağlayıcıyı korumak için kaplin bir muhafaza ile kaplanmıştır. Yağ sızıntısını önlemek için kasanın içine contalar yerleştirilmiştir. Kasa dökme hafif alaşımlardan yapılmıştır.

T r = CT kon

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

T r =1.41048.48=1467.87

burada nominal uzun vadeli tork;

T con - anın dinamik bileşeni

K çalışma modu katsayısıdır. Sessiz çalışma sırasında ve küçük

başlangıçta 1,1....1.4'e kadar hızlanan kütleler

Hesaplamalara göre zincir kaplini 2000-63-1.1 GOST 20742-81'i kabul ediyoruz

5 Tuş seçimi

1) Düşük hız milinin çıkış ucunun çapı d =70mm l st=105

Göbeğin uzunluğu, anahtarın uzunluğundan 8...10 mm daha uzun olacak şekilde ayarlanmıştır

Göbek uzunluğu dikkate alındığında anahtarın uzunluğunu belirleyin

l = l st - 10mm=105-10=95mm. Standart aralıktan anahtarın uzunluğunu seçin boy = 90 mm

Anahtarın uzunluğunun belirlenmesi

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

"Anahtar 20 × 12 × 90 GOST 23360 78" kabul ediyoruz.

2) Düşük hızlı milin yatak flanşı çapı d bp =100 mm l st=80

Anahtarın uzunluğunun belirlenmesi

l = l st - 10mm = 80-10 = 70mm standart aralıktan, anahtar uzunluğunu seçin boy = 70 mm

"Anahtar 28 × 16 × 70 GOST 23360 78" kabul ediyoruz.

3) Yüksek hızlı şaftın çıkış ucunun çapı d =26 mm l st =39

Anahtarın uzunluğunun belirlenmesi

l = l st - 10mm = 39-10 = 29mm standart aralıktan, anahtar uzunluğunu seçin boy = 28 mm

"Anahtar 8 × 7 × 28 GOST 23360 78" i kabul ediyoruz.

Kamalı bağlantıların gücünün kontrol edilmesi (Ek B)

6 Rulman tipinin seçilmesi

Konik ve sonsuz dişli çarkların eksenel yönde doğru ve sağlam bir şekilde sabitlenmesi gerekir. Sabit bilyalı rulmanlar düşük eksenel sertlik ile karakterize edilir. Bu nedenle güç aktarımlarında konik ve sonsuz dişlilerin millerini desteklemek için konik makaralı rulmanlar kullanılır.

Güç sonsuz dişlilerindeki sonsuz vida destekleri önemli eksenel kuvvetlerle yüklenir. Bu nedenle sonsuz mil desteği olarak 7517A serisi GOST 333-79 konik makaralı rulmanları seçiyoruz

7 Düşük hızlı şaftın hassas hesaplaması

7.1.1 Destek reaksiyonlarının belirlenmesi. Eğilme ve tork momentlerinin diyagramlarının oluşturulması. Tehlikeli bölümlerin tanımlanması

A B C D

Düşük hızlı bir şaftta, yatay ve dikey düzlemlerde tork ve bükülme momentlerinin diyagramlarının yanı sıra toplam diyagramı oluşturarak en tehlikeli bölümü belirleyeceğiz..

Diyagramları oluşturmak için, BrZTs7S5N1 taç malzemesiyle seçtiğimiz seçenekten alınan kuvvetlerin niceliksel bir ölçüsünü kullandık.

Fa=H

Fr=2400.856 H

Ft=6553H

fm=125=125

d=320 mm

M çıkışı===136,72 Nm

1) Mg arsasını inşa ediyoruz

∑ 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+Rb0,128-1068,54792

0,128Rb=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 kesiti =Ra a=-1024.00060.064=-65.53

Bölüm BC =Ra(a+b)-Ftb=-1024.00060.128-65530.136=-550.46

Bölüm CD =Fmc=-550.46

2) Mv'nin bir diyagramını oluşturuyoruz

∑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 bölümü üst =Ra a=132.3030.064=8.46

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

3) Bir özet diyagramı oluşturuyoruz

B üst=

B alt=

D=0

Bu noktada toplam diyagram en büyük değerine ulaştığı için tehlikeli bölüm rulmanın yeri olacaktır..

7.2.1 Şaftın dayanıklılık açısından test hesaplaması

Statik mukavemetin hesaplanması, belirlenmesinden oluşur D tehlikeli bir bölümdeki şaftı bulun ve aşağıdaki formülü kullanarak hesaplayın:

55,30 mm

Çünkü tehlikeli bölümün çapı = 55,30 mm (izin verilen 80 mm'den az), bu durumda şaftın gücü sağlanır

Eşdeğer eğilme momentini belirleyelim

Meq===1184.19446 Nm Eşdeğer voltajı belirleyelim

eşdeğer = ==19,28MPa

Kesitin eksenel direnç momentini belirleyelim

60261.0156

Tehlikeli bölgelerdeki stresi belirleyelim

9,13MPa

k===8,54 MPa

a = 0,5 a = 4,27 MPa

Hadi tanımlayalım Söz konusu bölümdeki şaftın dayanıklılık sınırları:

99,15 N/mm2

85,36 N/mm2

K σ D ve K τ D'yi tanımlayalım formüller kullanılarak hesaplanan dayanıklılık sınırını düşürme katsayıları

=4.6'yı alalım; =3,2

=(4.6+1-1)=3.53

=(3.2+1-1)=2.46

burada Kσ ve Kτ etkin gerilim yoğunlaşma katsayılarıdır,

K dσ ve K dτ kesit boyutlarının etki katsayıları,

Güvenlik faktörünü belirleyelim

==9.53

burada S σ ve S τ - bağımlılıklardan belirlenen normal ve teğetsel gerilimler için güvenlik faktörleri

10.85

8 Rulman ömrünün kontrol edilmesi

Rulmanları hesaplamak için mesnetlerin toplam reaksiyonlarını belirleyelim.

Cum 1.2=

Fr 1==11625.2839N

Fr 2==2488.9576N

Değerler “düşük hızlı şaftın hassas hesaplaması” maddesinden alınmıştır.

Eksenel bileşenleri tanımlayalım

Fa min 1,2 =0,83 eFr 1.2, burada "e" eksenel yük katsayısıdır

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

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

Ortaya çıkan değerlere göre değerleri buluyoruz Destekler için X ve Y.

İlişkiler e X =1 Y =0

Kb=1 ve Kt=1'de eşdeğer yükleri buluyoruz

Pr 1.2=(VXFr 1.2+ YFa 1.2) KbKt

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

Pr2=2488.9576

Rulmanların tasarım ömrünü şu şekilde belirleyelim: a 23=0,6

L10ah1.2=a1a23

L 10 ah 1= 10,6=4090572,73h

L 10 ah 2=693169954,647h

Sonuç: L 10 ah =693169954,647h. Bu gerekli dayanıklılıktan daha fazlasıdır L 10 ah =20000h olduğundan 7517A rulmanı uygundur.

9 Rulman ağının yağlanması

Sonsuz dişli kutuları için, dişli çarkın tepesinin içine daldırılması için yağın mahfazaya döküldüğü karter yöntemi (daldırma) kullanılarak sıvı yağ yağlaması kullanılır. Tekerlek döndüğünde yağ dişler tarafından yakalanır, püskürtülür, dişli kutusu mahfazasının iç duvarlarına çarpar ve oradan alt kısmına (yağ banyosu) akar. Muhafazanın içinde, dişli kutusunun tüm parçalarına yerleşen havada (yağ buharı) bir yağ parçacıkları süspansiyonu oluşur.

Çevresel hız 12,5 m/s'yi geçmemelidir

Solucanın çevresel hızını şuna göre belirleyelim:

nerede d 1 sonsuz vida adımı çapı, mm;

n 1 solucan hızı, rpm

Tekerleğin çevresel hızını belirleyelim

nerede d2 tekerleğin adım çapı, mm;

n 2 tekerlek hızı, rpm

Solucanın dalma derinliğini buna göre belirleyelim.

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

Dişlilerin karter yağlamasında, yataklar yağ sıçramasıyla yağlanır.

Çözüm

Bu çalışmada sürücünün kinematik ve güç hesaplamaları yapılmıştır. Şaftların tasarım hesaplaması yapıldı, rulmanların tipi seçildi, rulmanların yağlama ve kavrama tipi belirlendi, şaftların hassas bir hesaplaması yapıldı, rulmanların dayanıklılığı kontrol edildi ve rulmanların tipi belirlendi. birleştirme seçildi. Projenin grafik kısmında düşük hızlı şaftın A3 formatında şartnameli montaj çizimi yapıldı.

Şaftların test hesaplamasını yaptıktan ve elde edilen verileri analiz ettikten sonra, bu ürünlerin gerekli mukavemet koşullarını karşıladığını güvenle söyleyebiliriz çünkü güvenlik faktörü izin verilenden birkaç kat daha fazladır S =9.5>[S ]=2. Buna dayanarak daha önce elde edilen hesaplamaları ana hesaplamalar olarak kabul ediyoruz.

Anahtar bağlantılarının sağlamlığını kontrol ettikten sonra (Bölüm 5), anahtarların minimum çalışma uzunluğunu, genişliğini, yüksekliğini, etkin ve izin verilen gerilmeleri belirledik.

Bölüm 6'da seçilen rulmanların dayanıklılığını test ettik. Sonuçlar, ortalama rulman ömrünün verilen dişli kutusu ömrünü tamamen karşıladığını göstermektedir.

Hesaplama hatası

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

Hesaplama sonuçları dişli oranı hatasının %0,01, güç hatasının ise %7 olduğunu gösterdi. Bu nedenle daha önce yapılan hesaplamaları ana hesaplamalar olarak kabul ediyoruz.

Kaynakça

1 Dunaev, P.F. Ünitelerin ve makine parçalarının tasarımı: Ders kitabı. teknisyenler için el kitabı uzman. üniversiteler/P.F.Dunaev, O.P.Lelikov, M.: Yayın Merkezi "Akademi", 2001.-447p.

2 Makine parçaları: Yazışma eğitiminin mekanik ve teknolojik uzmanlık öğrencileri için bir ders projesinin tamamlanmasına ilişkin bir eğitim / L.V. Gracheva [ve diğerleri], -K.: Kemerovo Gıda Endüstrisi Teknoloji Enstitüsü, 2003.-180p.

3 Dunaev, P.F. Kurs tasarımı Teknik okullarda makine mühendisliği uzmanlık öğrencileri için "Makine parçaları" ders kitabı / P.F. Dunaev, O.P. Lelikov 1990.-399 s.

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarih

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Gelişmiş

Ahmetşin V.L.

Prov.

Gogolina I.V.

T. sayacı.

N. sayacı.

Onaylı

DÜŞÜK HIZLI ŞAFT

Aydınlatılmış.

Çarşaflar

KemTIPP gr. RS-032

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

Tarih

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

η 4

η 3

Mil I I I

n 3, ω 3, P 3, T 3

Şaft I

n 1, ω 1, P 1, T 1

Şaft I I

n 2, ω 2, P 2, T 2

u 2 , η 2

u 1, η 1

Motor şaftı

n, ω, P, T

Değiştirmek

ist

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

KS.01.00.00.PZ

Değiştirmek

Çarşaf

Döküman No.

İmza

tarihA

Çarşaf

giriiş

“Makine Parçaları”, makine ve mekanizma tasarımının temellerinin incelendiği tasarım ve hesaplama derslerinden ilkidir.

Herhangi bir makine (mekanizma) parçalardan oluşur.

Parça, bir makinenin montaj işlemleri yapılmadan üretilen bir parçasıdır. Parçalar basit (somun, anahtar vb.) veya karmaşık (krank mili, dişli kutusu vb.) olabilir. Parçalar kısmen veya tamamen birimler halinde birleştirilir. Ünite, ortak bir işlevsel amaca sahip çok sayıda parçadan (rulmanlı yatak, kaplin, dişli kutusu vb.) oluşan komple bir montaj ünitesidir. Karmaşık üniteler birkaç basit ünite içerebilir; örneğin, bir dişli kutusunda yataklar, üzerine dişlilerin monte edildiği miller vb. bulunur.

Çok çeşitli makine parçaları ve düzenekleri arasında neredeyse tüm makinelerde kullanılanlar vardır (cıvatalar, miller, kaplinler, mekanik şanzımanlar vb.). Bu birimlere genel amaçlı parçalar denir. Diğer tüm parçalar (pistonlar, türbin kanatları) özel amaçlı parçalar olarak sınıflandırılır.

Genel amaçlı parçalar makine mühendisliğinde çok büyük miktarlarda kullanılmaktadır. Dolayısıyla bu parçaların hesaplama yöntemlerinde ve tasarımında malzeme maliyetlerini azaltacak, üretim maliyetlerini düşürecek ve dayanıklılığı artıracak herhangi bir iyileştirme, büyük bir ekonomik etkiyi beraberinde getirir. Makine parçalarının tasarımı için temel gereksinimler: Bir parçanın tasarımının mükemmelliği, güvenilirliği ve verimliliği ile değerlendirilir. Güvenilirlik, bir ürünün performansını zaman içinde koruyabilme yeteneği olarak anlaşılmaktadır. Maliyet etkinliği, malzeme maliyeti, üretim ve işletme maliyetleriyle belirlenir.

Makine parçalarının performansı ve hesaplanması için ana kriterler mukavemet, sertlik, aşınma direnci, korozyon direnci, ısı direnci, titreşim direncidir. Belirli bir parça için bir veya başka bir kriterin değeri, işlevsel amacına ve çalışma koşullarına bağlıdır. Örneğin, montaj vidaları için ana kriter dayanıklılıktır ve kurşun vidalar için aşınma direncidir. Parçaları tasarlarken performansları esas olarak uygun malzeme seçimi, rasyonel yapısal form ve boyutların ana kriterlere göre hesaplanmasıyla sağlanır. Güç, çoğu parçanın performansı için ana kriterdir.

Rijitlik, yük altında bir parçanın boyutu ve şeklindeki değişikliklerle karakterize edilir. Rijitlik hesaplaması, parçanın elastik hareketlerinin belirli çalışma koşulları için kabul edilebilir sınırlar dahilinde sınırlandırılmasını içerir.

Aşınma, sürtünme sonucu parçaların boyutlarının kademeli olarak değişmesi sürecidir. Aynı zamanda yataklarda, kılavuzlarda, dişlilerde, pistonlu makinelerin silindirlerinde vb. boşluklar artar. Mevcut teknoloji seviyesinde makinelerin %85...90'ının aşınma nedeniyle, yalnızca %10...15'inin diğer nedenlerden dolayı arızalandığı tespit edilmiştir.

Makine parçalarının hesaplanmasının özellikleri. Hesaplama nesnesinin matematiksel bir tanımını oluşturmak ve sorunu olabildiğince basit bir şekilde çözmek için, mühendislik hesaplamalarında gerçek yapıların yerini idealleştirilmiş modeller veya tasarım şemaları alır. Örneğin, mukavemet hesaplanırken, parçaların esasen süreksiz ve homojen olmayan malzemesi sürekli ve homojen olarak kabul edilir ve parçaların destekleri ve şekli idealize edilir. Bu durumda hesaplama yaklaşık hale gelir. Yaklaşık hesaplamalarda, hesaplama modelinin doğru seçimi, ana ve ikincil faktörlerin değerlendirilebilmesi büyük önem taşımaktadır. Bununla birlikte, mukavemet hesaplamalarındaki yanlışlıkların esas olarak güvenlik marjları ile telafi edildiğini unutmayın. Bu durumda emniyet faktörlerinin seçimi hesaplamanın çok önemli bir aşaması haline gelir. Güvenlik faktörünün küçümsenen değeri parçanın çözülmesine yol açar ve fazla tahmin edilen değer, ürünün kütlesinde haksız bir artışa ve malzeme israfına yol açar.

Mühendislik uygulamalarında iki tür hesaplama vardır: tasarım ve doğrulama. Tasarım hesaplaması, bir parçanın (makinenin) boyutlarını ve malzemesini belirlemek için tasarımının geliştirilmesi sürecinde gerçekleştirilen ön, basitleştirilmiş bir hesaplamadır. Doğrulama hesaplaması, bilinen bir yapının gücünü kontrol etmek veya yük standartlarını belirlemek için yapılan hassas bir hesaplamadır. Makine parçaları için malzeme seçimi kritik bir tasarım aşamasıdır. Doğru seçilen malzeme, parçanın ve bir bütün olarak makinenin kalitesini büyük ölçüde belirler. Bir malzeme seçerken esas olarak aşağıdaki faktörler dikkate alınır: malzeme özelliklerinin ana performans kriterine uygunluğu (mukavemet, aşınma direnci vb.); parçanın ve bir bütün olarak makinenin ağırlığı ve boyutlarına ilişkin gereksinimler; parçanın amacına ve çalışma koşullarına ve diğer faktörlere ilişkin diğer gereklilikler. Makineleri ve parçalarını tasarlamak özel bir mühendislik yaratıcılığıdır. Başarılı teknik kararlar almak için teori bilgisi tek başına yeterli değildir. Ayrıca mevcut yapılara aşina olmak ve bunları eleştirel olarak anlama becerisi de gereklidir; parça imalatının teknolojik temelleri hakkında bilgi; tasarlanan makinenin çalışma koşulları hakkında bilgi; fikirlerinizi özel olarak tasarım belgelerine dönüştürme yeteneği. Rasyonel olarak tasarlanmış bir makinenin güçlü, dayanıklı, üretim ve işletme açısından ekonomik, işletme personeli için güvenli ve kullanıma uygun olması gerekir. Genel teknik amaçlara yönelik mekanizma ve parça tasarımında gerekli pratik becerilerin kazanılması, makine parçaları tasarımı dersinin temel amacıdır.

“Makine Parçaları” konulu bir kurs projesinin tamamlanması, öğrenci eğitiminin genel teknik döngüsünü tamamlar. Bu çalışmayı gerçekleştirirken, çeşitli konulardaki bilgiler aktif olarak kullanılır: mekanik, malzemelerin mukavemeti, metal teknolojisi vb. Bu kurs projesinin amacı, aşağıdakileri içeren bir mekanik tahrik geliştirmektir: bir elektrik motoru; elastik bağlantı; iki kademeli sarmal yatay dişli kutusu; zincir iletimi.

1. Sürücünün enerji ve kinematik hesaplamaları

1.1 Nominal motor gücünün belirlenmesi

Aşağıdaki formülü kullanarak sürücünün genel verimliliğini belirleriz:

çeşitli mekanik şanzıman türlerinin ve bireysel tahrik elemanlarının [L1] yaklaşık verimlilik değerleri nerededir (Tablo 1.2.1).

Sürüşümüz için (Şekil 1):

Şekil 1 - Tahrik şeması: 1 - elektrik motoru, 2 - kayış tahrikli, 3 - tek kademeli konik dişli kutusu, 4 - zincirli tahrik.

Elektrik motorunun tahmini gücü, kW:

Elektrik motoru milinin tahmini minimum ve maksimum dönüş hızı, rpm:

1.2 Elektrik motorunun seçilmesi

Kataloğa [L1] (Tablo 17.7.1 ve Tablo 17.7.1) göre, şu durumdan bir elektrik motoru seçiyoruz:

= 1415 rpm, = 3 kW olan 4A132S8UZ marka elektrik motorunu seçiyoruz.

Bu tip motorlar genel amaçlı mekanizmaları çalıştırmak, 220, 380 V, 50 ve 60 Hz ağlardan çalışmak, GOST 183'e göre S4 çalışma modu, GOST'a göre IP44 (AIR), IP54 (AIS) koruma dereceleri için tasarlanmıştır. 17494, iklim ılıman veya tropikal, GOST 20459'a göre soğutma yöntemi IC0141, tork oranları (yaklaşık): Mmax/Mnom = 2,2, Mstart/Mnom = 2,2,

Mmin/Mnom = 1,8, iklimsel versiyon U3, T2, UHL2, UHL4.

1.3 Sürücünün güç ve kinematik parametreleri

Gerçek toplam tahrik oranı

Her mekanik şanzıman için dişli oranlarını kabul ediyoruz: ; ; .

Tahrik millerindeki Güç P i , dönüş hızı n i ve tork T i:

(1.9)

2. Kayış tahrik parametrelerinin hesaplanması

İletilen güce ve dönme hızına bağlı olarak B kayışının kesitini ve tahrik kasnağının tahmini çapını mm olarak seçiyoruz.

Tahrikli kasnak çapı, mm

Tahmini çap kabul edilir

Tasarlanan dişlinin gerçek dişli oranı

Minimum merkez mesafesi, mm

V kayışı profil bölümünün yüksekliği nerede

Tahmini kayış uzunluğu, mm

Gerçek kayış uzunluğu mm.

Merkez mesafesi, mm

Kayışın küçük kasnak etrafına sarılma açısı, derece

, (2.6)

Bant hızı, m/s

Hanım.

Transmisyon kayışı sayısı, adet

şanzımanın dinamik yükünü hesaba katan katsayı nerede;

– kayışın uzunluğunu dikkate alan katsayı;

- kasnak sarma açısının etkisini hesaba katan katsayı;

– kayış sayısını dikkate alan katsayı;

Transmisyon kayışı sayısını kabul ediyoruz.

, (2.9)

kayış ön gerilimi nerede, N; (2.10)

Nerede – çevresel kuvvet, N; (2.11)

3 Şanzıman hesaplaması

3.1 Dişli parametrelerinin hesaplanması

Hesaplama için ilk veriler:

a) dişli dönüş hızı ;

b) tekerlek hızı ;

;

e) sürücünün hizmet ömrü = 6 yıl.

3.1.1 Pinyon ve dişli malzemesi seçimi

T2 torkuna bağlı olarak ısıl işlem seçeneğini seçiyoruz.

Buradan elimizde:

a) ısıl işlem - normalleştirme;

b) HB'ye göre sertlik: bir tekerlek için ve dişli için

c) malzeme: tekerlek için – çelik 35; dişli için – çelik 45.

3.1.2 İzin verilen temas gerilmelerinin hesaplanması

Dişli ve dişlinin dayanıklılık sınırına karşılık gelen temel çevrim sayısı (Tablo 4.1.3 [L 1])

Eşdeğer döngü sayısı

sürücünün hizmet ömrü nerede;

Vardiya sayısı;

Dayanıklılık faktörü

; (3.3)

Şu tarihte: .

;

Temas dayanıklılığı sınırı

(3.4)

İzin verilen temas gerilmeleri

(3.5)

nerede - homojen yapıya sahip dişliler için

Hesaplanan izin verilen temas gerilimleri

Maksimum yükün bükülmesi sırasında temas mukavemetini hesaplarken izin verilen gerilimler

(3.7)

3.1.3 İzin verilen bükülme gerilmelerinin hesaplanması

Temel stres döngüsü sayısı döngü.

Eşdeğer döngü sayısı

sürücünün hizmet ömrü nerede;

Vardiya sayısı;

Yıl boyunca kullanım oranını artırın

Gün içindeki kullanım oranını artırın

c - devir başına diş kavrama sayısı

İletim yükündeki değişiklikleri dikkate alan katsayı

Yükleme siklogramı olmadığından

Dayanıklılık faktörü

. (3.10)

Dişlerin bükülme sırasındaki dayanıklılık sınırı, MPa

(3.11)

İzin verilen bükülme gerilmeleri, MPa

burada iki taraflı yük uygulamasının etkisini dikkate alan bir katsayı vardır (tek taraflı uygulama için - ).

Maksimum yük altında izin verilen bükülme gerilmeleri, MPa

(3.13)

3.1.4 Silindirik kapalı dişlinin hesaplanması

Tasarım dişli çapı

(3.14)

silindirik bir dişliye kıyasla konik dişlinin mukavemetindeki değişimi hesaba katan katsayı nerede;

Düz dişliler için;

Dış koni mesafesine göre halka dişli genişliği oranı

Eşitsizliği hesaba katan katsayı

tepenin genişliği boyunca yük dağılımı

Harici dinamik yük faktörü

Dişli diş sayısı (ön)

Katılım modülü

GOST'a göre m = 3 mm'yi kabul ediyoruz.

Dişli sayısı

Tekerlek diş sayısı

Gerçek dişli oranı

Koni açılarını bölme

(3.18)

(3.19)

Dişli çark çapları:

Bölme

(3.20)

Diş ucu çapı

Diş boşluğu çapı

Dış konik mesafe:

(3.23)

Dişli halkası genişliği:

Ortalama koni mesafesi:

(3.25)

Orta bölümdeki tekerlek parametreleri:

Orta modül

(3.26)

Ortalama adım çapları

(3.27)

3.1.5 Hesaplanan temas gerilimlerinin kontrol edilmesi

Çatışmada çevresel kuvvet

(3.28)

Çevresel tekerlek hızı

Doğruluk derecesi = 9.

(3.30)

yük eşitsizliği katsayısı nerede

ağ yükü

Tasarım temas gerilimi

(3.31)

dişlerin birleşme yüzeylerinin şeklini dikkate alan bir katsayı nerede

Mekanik özellikleri dikkate alan katsayı

malzemeler

Toplam uzunluğu dikkate alan katsayı

iletişim hatları,

Kontrol edin: kabul edilemez olan şey. Bu durumda halka dişlinin genişliğini 38 mm'den 68 mm'ye çıkararak elde ederiz.

3.1.6 Maksimum yükte tasarım temas gerilmelerinin doğrulanması

(3.32)

2.0 – tablo 17.7.1.

3.1.7 Hesaplanan bükülme gerilimlerinin kontrol edilmesi

Özel tasarım çevresel kuvvet

(3.33)

diş çiftlerinin aynı anda birbirine geçmesi için yük eşitsizlik katsayısı nerede;

Dinamik dikkate alınarak katsayı

ağ yükü

Tekerleklerin desteklere göre konumunu dikkate alan katsayı

(3.34)

Eşdeğer sayıda sarmal diş

; (3.35)

;

Dişin şeklini dikkate alan katsayı (Şekil 4.2.5) [L1];

Hesaplama oranı daha küçük olan “dişli çark” elemanı için yapılmıştır.

Diş bükme gerilimlerini tasarlayın

, MPa (3,36)

eğik dişlerin eğimini dikkate alan katsayı nerede;

Eğik dişlerin üst üste binmesini dikkate alan katsayı, ;

MPa.

3.1.8 Maksimum yük altında bükülme mukavemeti için test hesaplaması

; (3.37)

3.1.9 Dişli kavramasındaki kuvvetler

Bölge kuvvetleri

Radyal kuvvetler

(3.38)

(3.39)

Eksenel kuvvetler, N

(3.40)

(3.41)

4 Zincir iletim parametrelerinin hesaplanması

Hesaplama için ilk veriler:

a) zincir aktarımıyla iletilen güç;

b) tekerlek hızı ;

c) dişli oranı;

d) tekerlek milindeki tork ;

Tek sıralı zincir adımının ön değerini belirleyin, mm

(4.1)

Tabloya göre 3.1.1 adımı hesaplanana en yakın olan zinciri, yıkıcı gücünü seçin F , menteşe yatağı yüzey alanı S ve kütle M . Zincir seçerken tek sıralı PR tipi zincirler tercih edilmelidir. PRD zincirleri ağırlıklı olarak ziraat mühendisliğinde, PRI tipi zincirler ise inşaat ve yol mühendisliğinde kullanılmaktadır.

Zinciri seçin: PR-25.4-60.

Zincir dayanıklılığı için en uygun merkez mesafesi:

a’ = (30…50) t; (4.2)

a’ = 30 25,4 = 762 mm.

Tahrik dişlisinin diş sayısı alınır

Tahrik edilen dişlinin diş sayısı

Kabul ediyoruz

Gerçek dişli oranı

Devrenin çalışma koşullarını dikkate alan katsayı,

iletilen yükün dinamiklerini hesaba katan katsayı nerede (Tablo 3.3.2);

– zincirin uzunluğunu (merkez mesafesi) dikkate alan katsayı (Tablo 3.3.3);

Zincir gerginliğini ayarlama yöntemini dikkate alan katsayı (Tablo 3.3.4);

- Ufuktaki iletimin eğimini dikkate alan katsayı (Tablo 3.3.5);

– dişli yağlamasının kalitesini ve çalışma koşullarını dikkate alan katsayı (Tablo 3.3.6);

İletimin çalışma modunu dikkate alan katsayı (Tablo 3.3.8) ;

Zincir hızı, m/s

Çevresel kuvvet, N

Tek sıralı bir zincirin menteşelerindeki spesifik basınçlar, MPa

basınç değerleri dahilinde olmalıdır

burada - izin verilen spesifik basınçlar (Tablo 3.3.10) ;

Zincir baklalarının sayısı veya adım cinsinden zincir uzunluğu

Kabul edilen noktada tahmini merkez mesafesi, mm

Gerçek merkez mesafesi, mm

bir = 0,996 (4,11)

bir = 0,996

Dişlilerin adım çapları, mm

Zincir güvenlik faktörü

burada F zinciri kıran kuvvettir, kN (Tablo 3.1.1, 3.1.2);

burada m, bir metrelik zincirin kütlesidir, kg/m (Tablo 3.1.1, 3.1.2);

– zincir sarkmasından kaynaklanan kuvvet, N;

burada k f zincir sarkma katsayısıdır. Yatay için k f = 6;

a' =9,81 m/s2;

Şanzıman millerini zorla yükleme, N

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

F = 1,15 .

5 Şaftların yaklaşık hesaplanması

Tahrik millerinin çapları ön olarak yalnızca izin verilen azaltılmış gerilimlerdeki burulma esas alınarak belirlenir, mm

( -1,2, 3…), (5.1)

burada [t]=(20...30) MPa - sonsuz dişliler hariç tüm miller için (yüksek hızlı miller için daha küçük değerler, düşük hızlı miller için daha büyük değerler);

Ortaya çıkan değerler, 0 veya 5,0 mm ile biten büyük tam sayılara yuvarlanır.

6 Şanzıman mahfazasının tasarımı ve düzeni

Düzeni tamamlamak için gerekli boyutlar

Dişli kutuları için minimum duvar kalınlığı, iki kademeli helisel dişli kutusu için duvar kalınlığı, mm'dir.

Kabul ediyoruz

Şanzıman duvarının iç yüzeyinden mesafe, mm:

– dönen parçanın yan yüzeyine –

– rulmanın yan yüzeyine –

Üzerine monte edilen dönen parçalar arasındaki eksenel mesafe, mm:

-bir şaft üzerinde -

-farklı şaftlarda -

Bir kademenin dişlisi ile diğer kademenin şaftı arasındaki radyal boşluk, mm. –

Diş uçlarının yüzeyinden radyal açıklık, mm:

– şanzıman duvarının iç yüzeyine –

– mahfaza duvarının iç alt yüzeyine (değer ayrıca yağ banyosunun hacmine göre belirlenir 11.3..11.5, 12.13) –

Mil ile dönen elemanların yan yüzeylerinden dişli kutusunun sabit dış kısımlarına olan mesafe, mm. –

Çapı (Tablo 5.1.1), mm olan bir cıvata ile bağlanan flanşların genişliği. – .

İlgili iç çapa sahip orta seri rulmanların genel boyutları, rulman kataloğundan veya 8.10.3... 8.10.11 tablolarından (hesaplama yapılmadan) seçilir.

Tekerlek göbeği boyutları, mm:

İçin -

7. Şaftların hassas hesaplanması

7.1 Destek reaksiyonlarının belirlenmesi. Eğilme ve tork momentlerinin diyagramlarının oluşturulması

7.1.1 Hız mili

Şekil 2 – XOZ düzlemindeki kuvvetler.

XOZ düzlemindeki A ve B desteklerindeki u, H reaksiyonlarını hesaplıyoruz (Şekil 2).

Muayene:

Şekil 3 – YОZ düzlemindeki kuvvetler.

YOZ düzlemindeki A ve B desteklerindeki u, H reaksiyonlarını hesaplıyoruz (Şekil 3).

Muayene:

Bölüm 1-1:

Bölüm 2-2:

Burada

Elde edilen sonuçlar diyagramlar şeklinde görüntülenir (Şekil 4).

Şekil 4 – Bükülme ve tork momentlerinin diyagramlarının oluşturulması. Şaftların tasarım hesaplamalarının sonuçları.

7.1.2 Düşük hızlı şaft

Şekil 5 – XOZ düzlemindeki kuvvetler.

XOZ düzlemindeki A ve B desteklerindeki u, H reaksiyonlarını hesaplıyoruz (Şekil 5).

Muayene:

Şekil 6 – YОZ düzlemindeki kuvvetler.

YOZ düzlemindeki A ve B desteklerindeki u, H reaksiyonlarını hesaplıyoruz (Şekil 6).

Muayene:

A ve B desteklerinde u, N toplam enine reaksiyonlarını belirliyoruz

XOZ düzleminde eğilme momentlerinin bir diyagramını oluşturarak şaftın karakteristik noktalarındaki eğilme momentlerini belirleriz.

Bölüm 1-1:

Bölüm 2-2:

Bölüm 3-3:

YOZ düzleminde eğilme momentlerinin bir diyagramını oluşturarak şaftın karakteristik noktalarındaki eğilme momentlerini belirleriz.

Bölüm 1-1:

Eğilme momentlerinin bir diyagramını oluşturarak şaftın karakteristik bölümlerindeki toplam bükülme momentlerini hesaplıyoruz:

;

Şaft tarafından iletilen torkların bir diyagramını sağlıyoruz, .

Şaftın karakteristik noktalarındaki eşdeğer bükülme momentlerini diyagramlarını sağlayarak hesaplıyoruz:

Burada - geri döndürülemez iletim durumunda.

Şaftın hesaplanan çaplarını karakteristik noktalarda, mm olarak belirliyoruz:

Elde edilen sonuçlar diyagramlar şeklinde görüntülenir (Şekil 7).

Şekil 7 - Bükülme ve tork momentlerinin grafiği. Şaftların tasarım hesaplamasının sonuçları.

8 Rulmanların dinamik yük değerinin belirlenmesi

8.1 Yüksek hızlı şaft için 7206 numaralı rulmanı kabul ediyoruz

İç çapı seçilen rulman için

(, , ,

(8.1)

(8.3)

B yatağı için:

X = 1 olduğunda Y = 0

harici yükün doğasını dikkate alan bir güvenlik faktörü nerede.

Rulman tertibatının sıcaklığının etkisini dikkate alan katsayı

(8.6)

8.2 Yüksek hızlı şaft için 2007107 rulmanını kabul ediyoruz

Seçilen iç çaplı rulman için (, , , , ) A ve B desteklerindeki radyal yüklerden eksenel bileşenleri belirleyin.

(8.7)

Ortaya çıkan eksenel kuvvetin büyüklüğünü ve yönünü belirleriz:

A kerterizinin “uzayda” diyagramı için:

(8.9)

B yatağı için:

Her rulman için oranı belirleyin

X = 1 olduğunda Y = 0

Eşdeğer dinamik radyal yük, N

Dinamik radyal yük tasarlayın

(8.12)

9. Şaftların yorulma direnci ve statik mukavemet açısından hesaplanması

9.1 Yüksek hız mili

Çelik3 (u), , ,

Bölüm 1-1:

, , N∙m, , , fileto

(9.3)

(Tablo 16.2.1) .

(9.5)

(9.10)

(Tablo 16.2.1) ;

(9.11)

9.2 Düşük hızlı şaft

Çelik35 (u), , ,

Seçilen her şaft bölümü için gerilim yoğunlaştırıcının tipi tabloya göre seçilir. 7.6.3; bu tip yoğunlaştırıcı için, bükülme () ve burulma () için gerilim konsantrasyon katsayılarının değerleri.

Bölüm 1-1:

Seçilen bölüm aşağıdaki parametrelere sahiptir: , , N∙m, , , fileto

Milin zayıflamasını dikkate alarak bükülmeye karşı direnç momentini belirleriz:

Bükülme gerilimi değişim döngüsünün genliğini MPa belirleriz:

Bükülme sırasında söz konusu bölümdeki bir parçanın yorulma sınırındaki azalma katsayısı:

kesitin mutlak boyutlarının etki katsayısı nerede (Şekil 7.6.3),

İnce öğütme sırasında parametrelerin etki katsayısı (Şekil 7.6.4), ;

Soğuk sertleşme sırasında yüzey sertleşmesinin etki katsayısı (Şekil 7.6.2), .

Normal gerilimler için mil güvenlik faktörü:

simetrik bir yükleme döngüsü altında düzgün standart silindirik numunelerin dayanıklılık sınırı nerede, (Tablo 16.2.1) .

Burulma anı,

Burulma gerilmelerinin genliğini belirliyoruz:

Burulma sırasında söz konusu bölümdeki bir parçanın yorulma sınırındaki azalma katsayısı:

Tersinir olmayan dişli için kesme gerilimi güvenlik faktörü:

simetrik bir burulma döngüsü altında düzgün standart silindirik numunelerin dayanıklılık sınırı nerede, (Tablo 16.2.1) ;

Şaft malzemesinin gerilim döngüsünün asimetrisine duyarlılığını karakterize eden katsayı (Tablo 7.6.1), .

Toplam Yorulma Direnci:

10. Yağlayıcı seçimi

Korozyona karşı koruma sağlamak ve sürtünme katsayısını azaltmak, aşınmayı azaltmak, sürtünen yüzeylerden ısıyı uzaklaştırmak, gürültüyü ve titreşimi azaltmak amacıyla dişlilerin ve yatakların yağlanmasında kullanılır.

a) Dişli yağlaması.

Daldırma yoluyla sıvı yağ ile sürekli yağlama uyguluyoruz.

Kontak voltajına ve çevresel hıza bağlı olarak yağı seçiyoruz: IGP - 152 TU 38-101413-78.

Yağ miktarı, çevresel hızın çok düşük olması nedeniyle ara mil çarkının 1/8∙ mm daldırılması esas alınarak alınır. 2,7 litre kabul ediyoruz.

b) Şanzımandaki yağ seviyesini kontrol etmek için bir seviye çubuğu sağlıyoruz.

c) Yağı dişli kutusundan boşaltmak için mahfazada silindirik dişli bir tapa ile kapatılmış bir boşaltma deliği sağlıyoruz.

d) Uzun süreli çalışma sırasında yağın ve havanın ısınması nedeniyle gövde içindeki basınç artar, bu da contalardan ve bağlantı noktalarından yağ sızıntısına neden olur. Bunu önlemek için prob gövdesinde yapılmış bir havalandırma deliği sağlıyoruz.

Çözüm

Bu kurs projesinde konveyör bandının tahriki hesaplanıp tasarlanmıştır. Bu sürücünün tüm bileşenleri ve parçaları sorunsuz çalışma kapasitesine sahiptir ve 6 yıl boyunca belirtilen yüklere dayanabilir. Sürücüyü tasarlarken gerekli tüm gereksinimler dikkate alındı: güvenilirlik, üretilebilirlik, bakım kolaylığı, kullanım kolaylığı, verimlilik, minimum boyutlar ve ağırlık, teknik estetik.

Kaynakça .

1. Kurmaz L.V. Makine parçaları. Tasarım: ders kitabı. harçlık \ L.V. Kurmaz, A.T. Skybeda. – 2. baskı, rev. ve ek – Mn.: UE “Technoprint”, 2005.

2. Chernin I.M. ve diğerleri Makine parçalarının hesaplamaları. – Mn.: Daha yüksek. okul, 1974.

3. Sheinblit A. E. Makine parçalarının ders tasarımı: Ders kitabı. teknik okullar için el kitabı. – M.: Daha yüksek. okul, 1991.

4. Anuriev V.I. Tasarımcı ve makine üreticisinin el kitabı: 3 cilt halinde.

T. 1., T. 2., T. 3., - 8. baskı, revize edildi. ve ek Ed. I. N. Zhestkova. – Yüksek Lisans: Makine Mühendisliği, 2001.

5. Sanyukevich F.M. Makine parçaları. Ders tasarımı: Ders Kitabı – Brest: BSTU, 2003. – 462 s.

Uob =40.3 2. Sürücünün kinematik hesaplaması 2.1 Sürücünün toplam dişli oranı 2.2 Göreve karşılık gelen dönüş hızları 3. Güç hesaplaması 3.1 Hesaplanan sürücü gücünü bulun, mümkün olan en büyük boyutsal değer a) b) 3.2 Sürücünün gücünü belirleyin miller 3.3 Şaftlar üzerindeki momentleri belirleyin 3.4 Şaft No. ni min-1 verilerini tablolaştırıyoruz ...

Hesaplarken verimliliği dikkate alıyoruz. tahrik, dönüş hızı, motor gücü, düşük hızlı şafttaki tork. Tork ve mil çapına bağlı olarak referans kitabından uygun bir kaplin seçin. Dişli kutusunun daha da geliştirilmesi ve üretilmesi için görsel bir temsili gereklidir. Bunu yapmak için, her parçanın konumunu doğru bir şekilde belirleyebileceğiniz çizimler çizilir. İle...

M1 ve M2; =0,99 - rulman verimliliği. Şaftlardaki dönüş hızı aşağıdaki formüllerle belirlenir: Burada - I, II, III tahrik millerindeki dönüş hızı, rpm = 1430 rpm - elektrik motoru şaftının dönüş hızı; - şanzımanın dişli oranı. Şaftlardaki tork aşağıdaki formüllerle belirlenir: burada - I, II, III şaftlarındaki momentler, Nm Mil sayısı P, kW n, rpm T, ...

Kayar menteşeli (16) dişlidir; burada ν, makaralı veya burçlu zincirin sıra sayısıdır; φt=B/t - zincir genişliği katsayısı; dişli zincirler için φt=2…8. 7. BİR KONVEYÖR BANTININ MEKANİK TAHRİKİNİN ZİNCİR İLETİMİNİN HESAPLANMASI 1. Küçük bir dişlinin ortalama açısal hızında iletilen küçük güç N1'i hesaba katarak, iletim için tek sıralı bir makaralı zinciri kabul ediyoruz. 2. ...

Destek reaksiyonlarının tanımları

Desteklerin reaksiyonunun hesaplanması

Hesaplanan şaft için bükülme momentlerini belirleyin

Editörün Seçimi