До виконання курсового проекту та практичних занять

↑

▷ Содержание

Стр 1 из 8Следующая ⇒

МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ

До виконання курсового проекту та практичних занять

із дисципліни: “Деталі машин”

ЗМІСТ

Стор.

СКЛАД ПРОЕКТУ........................................................................ 3

1. ЕНЕРГОКІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА............ 4

2. РОЗРАХУНОК ШВИДКОХІДНОЇ ЗАКРИТОЇ ЦИЛІНДРИЧНОЇ КОСОЗУБОЇ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ......................................... 9

3. РОЗРАХУНОК КОНІЧНОЇ ПРЯМОЗУБОЇ ЗАКРИТОЇ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ...................................................................................... 20

4. РОЗРАХУНОК ЧЕРВ’ЯЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ................................... 27

5. РОЗРАХУНОК ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ......................................... 38

6. РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ................................ 45

ЛІТЕРАТУРА................................................................................. 52

ПЕРЕЛІК НАВЧАЛЬНИХ ВІДЕОФІЛЬМІВ З КУРСУ „ДЕТАЛІ МАШИН”........................................................................................ 53

СКЛАД ПРОЕКТУ

1. Вихідні дані й кінематична схема приводу.

2. Призначення і галузь застосування механізму, що виноситься на проектування.

3. Енергокінематичний розрахунок приводу.

4. Розрахунок зубчастої передачі першого ступеня.

5. Розрахунок зубчастої передачі другого ступеня.

6. Розрахунок пасової (ланцюгової) передачі.

7. Розрахунок і вибір муфт.

8. Ескізне компонування редуктора (лист з ескізним компонуванням підшивається в пояснювальну записку).

9. Конструювання швидкохідного, проміжного і тихохідного валів редуктора.

10. Уточнений розрахунок валів з побудовою епюр моментів та визначенням коефіцієнта запасу міцності.

11. Розрахунок і вибір підшипників.

12. Перевірка міцності шпонкових з’єднань.

13. Визначення розмірів корпусних деталей.

14. Змащення (для черв’ячних редукторів – тепловий розрахунок).

15. Опис складання та експлуатації.

Графічна частина курсового проекту включає в себе три аркуші креслень формату А1 (594×841), з яких:

1-ий аркуш – редуктор (складальне креслення);

2-ий аркуш – деталі розмірного ланцюга швидкохідного вала (зубчасте колесо, вал, кришки підшипників тощо);

3-ій аркуш – привод у зборі (двигун, муфта, редуктор, плита).

1. ЕНЕРГОКІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА [2, с.14]

Вихідні дані

(згідно з бланком завдання):

- тягове зусилля F = 5 кH;

- швидкість стрічки V = 0,8 м/с;

- діаметр барабана D = 0,2 м.

Рисунок 1.1 – Кінематична схема привода

Електродвигун вибирають за потужністю та частотою обертання .

Потужність двигуна повинна бути більшою від потужності ведучого вала на величину загальних втрат: .

За умовами задачі, , де – ККД пасової передачі, – ККД зубчастої швидкохідної передачі, – ККД зубчастої тихохідної передачі, – ККД муфти.

Значення ККД беремо довільним у межах, що задані в табл. 1.1.

Таблиця 1.1 – Значення ККД окремих кінематичних пар

(ККД підшипників кочення враховані)

Значення потужності на ведучому валі (Вт) = F (H) · V (м/c):

;

Визначаємо частоту обертання електродвигуна

;

де – частота обертання ведучої ланки:

– передаточні числа кінематичних пар.

У нашому випадку: .

Для визначення загального передаточного числа скористаємося табл. 1.2.

Таблиця 1.2 – Значення передаточних чисел окремих кінематичних пар

;

.

Знаючи значення потужності і частоти обертання , підбирають необхідний електродвигун. Як правило, приймають закриті двигуни з обдуванням серії 4А ГОСТ 19523 – 81 (див. табл. 1.3).

Таблиця 1.3 – Асинхронні двигуни серії 4А (ГОСТ 19523 – 81)

Виберемо двигун серії 4А112M4/1445 з = 5,5 кВт та асинхронною частотою обертання = 1445 об/хв.

Величину навантаження визначають за формулою:

,

де – розрахункова потужність двигуна.

При розрахунках допускається від’ємне значення, тобто перевантаження двигуна, але не більше ніж 5...6 %.

,

тобто двигун працює з недовантаженням 17,3%.

Вибравши електродвигун, визначають загальне передаточне число привода:

.

Загальне передаточне число необхідно поділити між окремими передачами, які входять до складу привода. У нашому випадку між пасовою передачею і двома ступенями (швидкохідний, тихохідний) двоступінчастого зубчастого редуктора.

Орієнтуючись на межі середніх передаточних чисел пасової передачі (табл. 1.2), визначають діапазони передаточних чисел для двоступінчастого циліндричного зубчастого редуктора:

Вибираємо стандартне передаточне число редуктора, дотримуючись стандартних значень передаточних чисел:

Передаточні числа швидкохідного і тихохідного ступенів двоступінчастих редукторів визначають за співвідношеннями, наведеними в табл. 1.4.

Таблиця 1.4 – Рекомендації щодо призначення передаточних чисел редукторів

Передаточне число
Двоступінчастий за розгорнутою схемою
Двоступінчастий співвісний
Конічно-циліндричний
Циліндрично-черв’ячний	1,6..3,15
Черв’ячно-циліндричний		3,5…5

; ;

Після розбивання передаточного відношення за ступенями визначаємо для кожного вала привода потужність Р (кВт), частоту обертання n (об./хв.), кутову швидкість (рад/с) і обертовий момент Т (Н·м).

Р1=Рдв. розр.= 4,63 кВт; Р2=Р1 · hпас= 4,63 · 0,95=4,40 (кВт); Р3 =Р2 · hз. ш =4,40 · 0,97=4,27 (кВт); Р4=Р3 · hз. т =4,27 · 0,97=4,14 (кВт); Р5=Р4 · hм =4,14 · 0,98=4,06 (кВт).	n1=nдв= 1445 об./хв.; n2=n1/uпас =1445/2,36=612,29 (об./хв.); n3=n2/uз. ш =612,29/3,21=190,74 (об./хв.); n4=n3/uз. т =190,74/2,49=76,60 (об./хв.); n5=n4/uм =76,60/1=76,60 (об./хв.).
; ; ; ; .	Т1=P1/w1 = 4,63 · 103/151,24=30,61 (Н·м); Т2= P2/w2 = 4,40 · 103/64,09=68,65 (Н·м); Т3= P3/w3 = 4,27 ·103/19,96=213,93 (Н·м); Т4= P4/w4 = 4,14 · 103/8,02=516,21 (Н·м); Т5=Тв=P5/w5 = 4,06 · 103/8,02=506,23 (H·м).

Отримані дані записуємо в табл. 1.5.

Таблиця 1.5 – Табличний звіт розрахунків

Перевірка: обертовий момент на валу привода стрічкового транспортера можна визначити з умови завдання:

Допускається незначна різниця між значенням моменту на валу привода стрічкового транспортера, що отримані двома способами.

КОНТРОЛЬНІ ПИТАННЯ

1. Для чого виконують енергокінематичний розрахунок?

2. Запишіть основні розрахункові формули для обчислення потужності, ККД, частоти обертання, передаточного числа.

3. Як вплинути на величину загального ККД.

4. Особливості вибору електродвигуна.

5. У чому полягає зміст перевірки розрахунків?

Таблиця 2.1 – Механічні характеристики деяких сталей

Таблиця 2.2 – Орієнтовні значення коефіцієнтів еквівалентності

Типовий режим навантаження
Постійний (П)	1,00	1,00
Важкий (B)	0,50	0,30
Середній рівномірний (СР)	0,25	0,14
Середній нормальний (СН)	0,18	0,06
Легкий (Л)	0,06	0,01

Вибираємо для середнього нормального режиму навантаження (СН)

Визначимо за одержаними даними та .

Для шестірні – .

Для колеса – .

Тоді ; .

Існують обмеження коефіцієнта довговічності при однорідній структурі матеріалу зубчастих коліс 1 2,6. Якщо значення коефіцієнта довговічності менше 1, то приймаємо .

Обчислюємо допустимі контактні напруження:

Для шестірні – .

Для колеса –

Для прямо- і косозубих передач при HB > 350 за розрахункове допустиме напруження беруть менше із двох значень та . Для косозубих передач, якщо твердість зубців хоча б одного колеса HВ < 350HB, за розрахункове беруть: із виконанням умов , де – менше з двох значень та , а – для конічних передач з прямим зубом.

;

: 564,71 < 1,23·618,55; 564,71 < 760,82 (МПа).

Таблиця 2.4 – Рекомендації щодо вибору ступеня

Точності зубчастих передач

Таким чином, передача має 9 – знижений ступінь точності.

Обчислюємо сили, які діють у зчепленні (Н):

- колова сила ; ;

- осьова сила ; ;

- радіальна (розпірна сила)

НА КОНТАКТНУ ВТОМУ

Розрахункове контактне напруження , (МПа):

де – (H); – (мм); – (мм);

– коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс (найбільш імовірне значення = 275 МПа);

– коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців:

– коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній, визначається відповідно до значення коефіцієнта осьового перекриття :

; b₂ – мм: ;

– для прямозубих та косозубих, при < 0,9;

– для косозубих при > 0,9;

– коефіцієнт торцевого перекриття;

; тому ;

– враховує розподіл навантаження по ширині зуба (див. табл. 2.3);

=1,16 – враховує розподіл навантаження між зубцями (див. табл. 2.5)

Таблиця 2.5 – Значення коефіцієнтів K_Ha i K_fa

Примітка: для прямозубих коліс K_Ha =1.

=1,01 – коефіцієнт динамічного навантаження (див. табл.2.6).

Таблиця 2.6 – Значення коефіцієнтів i K_fV

Колова швидкість, м/c	Ступінь точності
KHV	KfV	KHV	KfV	KHV	KfV
	1,04/1,02	1,08/1,03	1,04/1,01	1,10/1,03	1,05/1,01	1,13/1,04
	1,07/1,03	1,16/1,06	1,08/1,02	1,20/1,06	1,10/1,03	1,28/1,07
	1,14/1,05	1,33/1,11	1,16/1,04	1,38/1,11	1,20/1,05	1,50/1,14
	1,21/1,06	1,60/1,16	1,24/1,06	1,58/1,17	1,30/1,07	1,77/1,21
	1,29/1,07	1,67/1,28	1,32/1,07	1,78/1,23	1,40/1,09	1,98/1,28
	1,36/1,08	1,80/1,27	1,40/1,08	1,96/1,29	1,50/1,12	2.25/1,35

 

Примітка. У чисельнику вказано значення для прямозубих коліс, у знаменнику для косозубих.

 

Розраховуємо активні поверхні зубців на контактну втому:

(МПа).

Допускається розрахункове контактне напруження у межах:

;

.

Якщо ця умова не виконується, то необхідно:

· змінити міжосьову відстань;

· змінити відповідно ширину вінця колеса b₂, не виходячи за межі рекомендованих значень ;

· призначити інші матеріали чи термообробку коліс.

Таблиця 2.8 – Табличний звіт розрахунків

Параметри циліндричної передачі	Значення
шестірня	колесо
Міжосьова відстань, , мм
Модуль, m, мм	1,75
Кількість зубців, Z
Кут нахилу зубців, , град.	11,480
Ширина вінця, b, мм
Ділильний діаметр, d, мм	59,07	191,53

Закінчення таблиці 2.8

 

Параметри циліндричної передачі	Значення
шестірня	колесо
Колова сила, Ft, H	2,32 · 103
Осьова сила, Fa, H	471,17
Радіальна сила, Fr, H	861,65
Допустимі контактні напруження, , МПа	618,55	636,36
Діючі контактні напруження, , МПа	575,2
Допустимі напруження на згин, [ ], МПа		299,88
Діючі напруження на згин, , МПа	254,65	248,03

 

КОНТРОЛЬНІ ПИТАННЯ

 

1. Підбор матеріалу зубчастих коліс.

2. Який коефіцієнт враховує можливості збільшення допустимих навантажень, та як його обчислити?

3. Які існують обмеження для коефіцієнта довговічності при однорідній структурі металу?

4. Як зменшити діючі контактні напруження?

5. Міжосьова відстань, як її визначити?

 

Закінчення таблиці 3.1

Kbd	Кулькові опори	Роликові опори
KHb	KHb
0,6	1,23	1,13
0,7	1,28	1,15
0,8	1,30	1,17

K_bd – коефіцієнт ширини вінця, K_bd = ;

приймають у межах 0,25...0,3; приймаємо значення K_be =0,25;

; К_Hb =1,14 – як для кулькових опор.

 

Мінімальну кількість зубців конічної шестірні для силових передач рекомендується брати в межах: Z₁ = 17...20 при u = 1,0...1,5;

Z₁ = 13...18 при u = 2...4.

 

Вибираємо значення Z₁ =15 при u = 2,49; Z₂=u·Z₁ = 2,49·15=37,35»37.

Уточнюємо передаточне число передачі: – фактичне число;

.

Зовнішній коловий модуль: ; .

Модуль зубців не є постійним, тому вибір стандартного модуля тут втрачає сенс, однак з метою полегшення контролю геометричних параметрів зовнішній модуль треба брати згідно зі стандартом:

1 ряд 1,50 2,00 2,50 3,0 4,0 5,0 6,0 8,0 10,0 12,0

2 ряд 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 7,0 9,0 11,0 14,0

Значення колового модуля m_е =8,0.

Зовнішні ділильні діаметри шестірні та колеса:

(мм);

(мм).

Зовнішня конусна відстань: , мм, ;

; (мм).

Ширина зубчастих вінців (мм): ; .

Середня конусна відстань (мм):

(мм).

Середній модуль зубців: ; ;

Середні ділильні діаметри шестірні та колеса (мм):

(мм);

; (мм).

Кути при вершинах ділильних конусів шестірні та колеса:

; d₁=22⁰;

; d₂= 90 - 22⁰=68⁰.

Кут головки зубця ,

де = m_e – зовнішня висота головки зубця;

Кут ніжки зубця , де – зовнішня висота ніжки зубця;

;

Кути конуса вершин зубців шестірні та колеса:

;

;

Кути конуса впадин зубців шестірні та колеса:

;

Колова швидкість зубчастих коліс V, м/с:

, де w₁ – рад./сек.; – м.

 

НА КОНТАКТНУ ВТОМУ

Робоче контактне напруження , МПа, обчислюємо за формулою

,

де – коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів спряжених коліс. Для коліс із сталі = 275 МПа;

– коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців, Z_н=1,77 – для прямозубих коліс;

– коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній, для прямозубих передач = 0,9;

– питома розрахункова колова сила (Н):

;

– колова сила у зчепленні зубчастих коліс, (H); ;

– (м); – (Н×м),

– коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями, для прямозубих коліс =1;

– табл. 3.1;

– коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 3.2)

 

Таблиця 3.2 – Значення коефіцієнту конічних коліс

Ступінь точності	V, м/c
	1,03	1,06	1,12	1,17	1,23	1,28
	1,04	1,07	1,14	1,21	1,29	1,36
	1,04	1,08	1,16	1,24	1,32	1,40
	1,05	1,10	1,20	1,30	1,40	1,50

Таблиця 3.3 – Значення точності прямозубих конічних передач

Ступінь точності	Колова швидкість, м/с	Галузь застосування
	>12	Швидкохідні передачі в авіабудуванні, ділильні механізми
	8...12
	4...8	Передачі загального призначення
	1,5...4
	<1,5	Тихохідні передачі сільськогосподарських машин

 

Передача має 8 ступінь точності; =1,14; =1,16.

,

.

Розрахункове контактне навантаження допускається у межах:

,

 

 

.

 

Якщо ця умова не виконується, то можна змінити відповідно ширину вінця колеса b, не виходячи за межі рекомендованих значень (приймають у межах 0,25...0,3), або змінити зовнішній ділильний діаметр .

 

Закінчення таблиці 3.5

	Кулькові опори	Роликові опори
0,6	1,45	1,25
0,7	1,53	1,30
0,8	1,70	1,35

 

= 0,36 (див. п. 3.2); =1,27

– коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями:

,

де – коефіцієнт торцевого перекриття:

,

– ступінь точності за нормою контакту зубців (якщо >9,то беруть
= 9 і аналогічно, якщо <5, то = 5, у нашому випадку =8 (див. п. 3.3);

.

– коефіцієнт динамічного навантаження зубців: =1,38 (див. табл. 3.6.)

Таблиця 3.6 – Значення коефіцієнту конічних коліс:

Ступінь точності	V, м/c
	1,06	1,13	1,26	1,40	1,53	1,67
	1,08	1,16	1,33	1,50	1,67	1,80
	1,10	1,20	1,38	1,58	1,78	1,96
	1,13	1,28	1,50	1,77	1,98	2,25

 

; .

При перевірці міцності зубців на втому при згині можна одержати значно менше за [ ], це не є суперечливим результатом, оскільки габаритні розміри передачі обмежуються контактною міцністю.

 

- радіальний зазор: ; (мм);

- зовнішні діаметри вершин зубців:

- зовнішні діаметри впадин:

 

Радіальна сила на шестірні дорівнює осьовій силі на колесі:

;

.

Осьова сила на шестірні дорівнює радіальній силі на колесі:

;

Таблиця 3.7 – Табличний звіт розрахунків

Параметри конічної передачі	Значення
шестірня	колесо
Кількість зубців
Зовнішній коловий модуль, me, мм
Зовнішній ділильний діаметр, De, мм
Зовнішня конусна відстань, Re, мм	159,68
Ширина зубчастих вінців, b, мм	39,92	39,92
Кути ділильних конусів, , град	220	680
Кути конуса вершин зубців, , град	24,870	70,870
Колова швидкість коліс, V, м/с	3,71
Контактне напруження, MПа:
- допустиме [ ]	(значення не розраховано, а задано)
- робоче	555,81
Напруження згину, MПа:
- допустиме [ ]	(значення не розраховано, а задано	(значення не розраховано, а задано
- робоче	111,21	101,22
Колова сила у зчепленні, Ft, Н	4,02·103
Радіальна сила, Fr, Н	1,36·103	548,11
Осьова сила, Fa, Н	548,11	1,36·103

 

КОНТРОЛЬНІ ПИТАННЯ

 

1. Назвіть характерні геометричні параметри передачі.

2. Рекомендації щодо підбору кількості зубців.

3. Як визначаються і співвідносяться сили, що діють у зачепленні.

4. Як впливає значення обертового моменту на колову силу?

5. У чому полягає розрахунок зубців на втому при згині?

 

ВИБІР МАТЕРІАЛУ

При виборі матеріалу необхідно враховувати швидкість ковзання. Орієнтовне значення швидкості ковзання , м/с, можна одержати за формулою:

;

де –рад./хв., – Н×м.

<

12345678Следующая ⇒

Поделиться:

Познавательные статьи:



Где возникла философия и почему?

Относительная высота сжатой зоны бетона

Сущность проекции Гаусса-Крюгера и использование ее в геодезии

Тарифы на перевозку пассажиров