close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

80

код для вставкиСкачать
Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Воронежская государственная лесотехническая академия»
ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
Методические указания к практическим занятиям
для студентов по направлению подготовки
151000 – Технологические машины и оборудование
Воронеж 2013
2
УДК 621.81.001.24
Основы проектирования [Текст] : методические указания к практическим
занятиям для студентов по направлению подготовки 151000 –
Технологические машины и оборудование / Г. Н. Вахнина, В. В. Стасюк,
В. В. Ткачев, Р. Г. Боровиков, И. Н. Журавлев ; М-во образования и науки
РФ, ФГБОУ ВПО «ВГЛТА». – Воронеж, 2013. – 39 с.
Печатается по решению учебно-методического совета
ФГБОУ ВПО «ВГЛТА» (протокол № 5 от 26 апреля 2013 г.)
Рецензент д-р техн. наук, проф. Е.В. Кондрашова
3
ВВЕДЕНИЕ
Целью практических занятий по курсу «Основы проектирования»
является закрепление полученных теоретических знаний и применение их
при проведении проектирования и расчетов механических передач или
соединений.
Техническое задание на проектирование механизма или машины
проектная организация получает от предприятия-изготовителя. В
техническом задании перечисляются требования: силовые, габаритные,
эргономические, экономические и др., которые должны быть обеспечены при
проектировании.
Задание на расчет механического привода с исходными данными
является частью технического задания, для выполнения которого
необходимо произвести расчеты, выбрать наилучшие кинематические схемы
и разработать документацию (чертежи) для изготовления привода.
Проектирование и расчет механической передачи или соединения на
основе заданных исходных данных должен проводиться по следующей
методике:
– внимательно прочитать условие задачи или задания;
– определиться с тем, какие исходные величины или параметры даны,
что они собой представляют;
– выяснить какие параметры или величины требуется рассчитать, а
какие выбрать из справочных материалов;
– понять, какие дополнительные исходные данные можно получить из
справочных материалов;
– большое внимание обращать на единицы измерения всех величин,
фигурирующих в задаче или задании;
– понять алгоритм решения данной задачи (при необходимости
построить схему или чертеж согласно условиям задачи; проанализировать
формулы, используемые при решении);
– использовать рекомендуемую учебную и справочную литературу.
Темы занятий предполагают выполнение заданий, согласно варианту.
Решение каждого задания оформляются студентом в его тетради для
практических занятий.
При необходимости получения дополнительных сведений или
значений каких-либо величин студент может использовать литературные
источники, указанные в квадратных скобках под номером согласно
библиографическому списку.
4
Тема 1. Проектирование и кинематический расчет привода
[1 Осн., 2 Осн., 1 Доп., 2 Доп.]
Проектирование приводных устройств начинается с разработки
кинематической схемы для дальнейшего кинематического расчета.
Задание 1. Спроектировать механический привод, начертив его
кинематическую схему согласно данным варианта из табл. 1.1.
Таблица 1.1
Вариант
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Последовательность узлов привода
Электродвигатель – открытая ременная передача –
редуктор
зубчатый
цилиндрический
одноступенчатый – муфта
Электродвигатель – открытая ременная передача –
редуктор червячный одноступенчатый - муфта
Электродвигатель – муфта – редуктор зубчатый
цилиндрический двухступенчатый – открытая
цепная передача
Электродвигатель – муфта – редуктор червячный
одноступенчатый – открытая цепная передача
Электродвигатель – открытая ременная передача –
редуктор зубчатый конический одноступенчатый –
открытая зубчатая цилиндрическая передача
Электродвигатель – открытая цепная передача –
редуктор зубчатый конический одноступенчатый –
открытая зубчатая цилиндрическая передача
Электродвигатель – открытая ременная передача –
редуктор цилиндрическо-червячный – муфта
Электродвигатель
–
муфта
–
редуктор
цилиндрическо-червячный – открытая цепная
передача
Электродвигатель – муфта – редуктор червячный
одноступенчатый – открытая зубчатая коническая
передача
Электродвигатель – открытая ременная передача –
редуктор
зубчатый
цилиндрический
двухступенчатый – муфта
Опоры валов
Подшипники
качения
Подшипники
качения
Подшипники
качения
Подшипники
качения
Подшипники
качения
Подшипники
качения
Подшипники
качения
Подшипники
качения
Подшипники
качения
Подшипники
качения
5
Задание 2. Выбрать электродвигатель для разработанной схемы
механического привода (табл. 1.1), определив для этого его мощность и
частоту вращения. Исходные данные по вариантам представлены в табл. 1.2:
Рвых, кВт – мощность на выходном валу привода; nвых, мин-1 – частота
вращения выходного вала привода; V, м/с – окружная скорость на
исполнительном механизме.
Таблица 1.2
Вариант
Рвых,
кВт
nвых,
мин-1
V, м/с
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
4,4
6,5
5,5
5,8
6,2
4,5
4,7
6,3
5,4
4,1
92
121
116
103
144
87
96
105
118
98
0,5
1,4
0,45
1,35
1,15
0,65
0,85
1,24
0,55
0,95
Потребная мощность электродвигателя:
Pэл.потр 
Pmax
общ
,
где общ  1 2  ... n – КПД отдельных звеньев кинематической
цепи, значения которых даны в табл. 1.3.
Таблица 1.3
Элементы привода
КПД
1
Зубчатая закрытая передача:
цилиндрическая
коническая
Зубчатая открытая передача
Червячная закрытая передача при числе
заходов червяка: z1 = 1
z1 = 2
z1 = 4
Цепная передача: открытая
закрытая
2
Рекомендуемое
передаточное
число
3
0,96…0,98
0,95…0,97
2,5…6,3
2…4
0,7…0,8
0,75…0,85
0,8…0,9
0,92…0,93
0,95…0,97
28…80
15…28
8…15
1,5…3
3…5
6
Окончание табл. 1.3
2
3
0,94…0,97
2…4
0,99…0,995
–
0,98…0,99
–
0,92
–
1
Ременная передача
Пара подшипников качения
Муфта соединительная
Приводной барабан (фрикционный)
Частота вращения вала электродвигателя:
nэ  nв  u1  u2  ...  un ,
где u1, u2,…, un – передаточные числа узлов привода, значениями
которых задаться по данным табл. 1.3.
В зависимости от полученного значения частоты вращения вала
электродвигателя подобрать тип электродвигателя из табл. 1.4.
Таблица 1.4
Двигатели закрытые обдуваемые единой серии А4
(тип/асинхронная частота вращения, мин-1)
Мощность
Р, кВт
Синхронная частота, мин-1
3000
1500
1000
750
0,75
71А2/2840
71В4/1390
80А6/915
90LА8/700
1,1
71В2/2810
80А4/1420
80В6/920
90LВ8/700
1,5
80А2/2850
80В4/1415
90L6/935
100L8/700
2,2
80В2/2850
90L4/1425
100L6/950
112МА8/700
3,0
90L2/2840
100S4/1435
112МА6/955
112МВ8/700
4,0
100S2/2880
100L4/1430
112МВ6/950
132S8/720
5,5
100L2/2880
112М4/1445
132S6/965
132М8/720
7,5
112М2/2900
132S4/1455
132М6/970
160S8/730
11,0
132М2/2900
132М4/1460
160S6/975
160М8/730
15,0
160S2/2940
160S4/1465
160М6/975
180М8/730
18,5
160М2/2940
160М4/1465
180М6/975
–
Задание 3. Определить передаточные числа: – уточненное
передаточное число привода согласно типу выбранного электродвигателя; –
передаточные числа узлов разрабатываемого механического привода с
учетом рекомендаций из табл. 1.5.
7
uобщ 
nэ
nвых
Таблица 1.5
Редуктор
Передаточные числа
Двухступенчатый по
развернутой схеме
Коническоцилиндрический
uБ
uТ
u ред
0,88 u ред
uТ
u ред
1,1 u ред
uТ
Цилиндрическочервячный
u ред
1,6…3,15
uБ
Задание 4. Мощность последующего вала представляет собой
произведение мощности предыдущего вала и КПД узла, находящемся на
последующем валу. Вычислить мощности, передаваемые элементами
привода, мощность вала электродвигателя Рэл, кВт, по паспорту:
– мощность быстроходного вала редуктора Р1 (кВт):
P1  Pэл  м ;
– мощность тихоходного вала редуктора Р2 (кВт):
P2  P1  р ;
– мощность вала приводного барабана Р3 (кВт):
P3  P2 ц пп бар .
Задание 5. Частота вращения последующего вала равна отношению
частоты вращения предыдущего вала к передаточному числу узла,
находящегося на последующем валу. Угловая скорость последующего вала
равна отношению угловой скорости предыдущего вала к передаточному
числу узла, находящегося на последующем валу. Рассчитать частоту
вращения n, мин-1, и угловые скорости ω, рад/с; uр и uц – соответственно
передаточные числа редуктора и цепной передачи:
– вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора
nэл  n1 ;
эл  1 
  nэл
30
;
8
– тихоходного вала редуктора
n1
up ;
n2 
2 
1
up ;
– вала приводного барабана
n3 
n2
uц ;
3 
2
uц .
Задание 6. Определить вращающие моменты на валах привода.
Момент на приводном валу (выходной вал привода):
Tвых 
30  Рвых
nвых  
Вращающий момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:
T2Т 
Tвых
u рп  рп
,
где uрп и ηрп – передаточное число и КПД ременной передачи;
T2Т 
Tвых
uц   ц ,
где uц и ηц – передаточное число и КПД цепной передачи.
Вращающий момент на валу колеса быстроходной ступени редуктора:
T2 Б 
T2Т
uТ  з ,
где uТ и ηз – передаточное число тихоходной ступени и КПД зубчатой
передачи тихоходной ступени.
9
Тема № 2. Проектирование и расчет
зубчатой цилиндрической передачи
[1 Осн., 2 Осн., 1 Доп., 2 Доп.]
Работоспособность зубчатых передач может быть повышена, если при
проектировании будут устранены причины отказов, к которым относятся:
– поломка зубьев колес;
– хрупкое или пластическое разрушение рабочих поверхностей зубьев;
– усталостное разрушение рабочих поверхностей зубьев;
– износ;
– заедание.
Закрытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость рабочих
поверхностей зубьев по контактным напряжениям и на выносливость зубьев
по напряжениям изгиба.
Расчет по контактным напряжениям должен обеспечить отсутствие
усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.
Расчет по напряжениям изгиба служит для того, чтобы обеспечить
достаточную усталостную прочность зубьев на изгиб, т.е. надежность
передачи при отсутствии опасности усталостного разрушения зубьев.
Задание 1. Из табл. 2.1 выбрать материал зубчатых цилиндрических
колес, среднюю твердость НВ или НRС, вид термической обработки ТО: ζт,
МПа – предел текучести материала колес; ζВ, МПа – предел прочности
материала колес; [ζ]Нlim, МПа – предел контактной выносливости материала
колес; [ζ]Flim, МПа – предел выносливости по изгибу материала колес; (1) –
индекс для шестерни; (2) – индекс для зубчатого колеса.
Таблица 2.1
Марка
Стали
ТО
45
Улучшение
40Х
Улучшение
40ХН
Улучшение
Цементация
и закалка
20Х
НВ или
НRС
235-262(2)
269-302(1)
235-262(2)
269-302(1)
235-262(2)
269-302(1)
ζт,
МПа
540
650
640
750
630
750
ζВ,
МПа
700
850
850
950
850
950
НRС 56-63
800
1000
[ζ]Нlim,
МПа
[ζ]Flim,
МПа
1,8НВср + 67
1,75НВср
2НВср + 70
1,75НВср
2,5НВср + 170
370
19НRСср
480
Марка стали и для шестерни, и для колеса выбирается одинаковая.
Задание 2. Рассчитать допускаемые контактные напряжения для
шестерни [ζ]Н1, МПа и для колеса [ζ]Н2, Мпа по формуле:
10
 H

 H lim  Z N  Z R  ZV
,
SH
где [ζ]Нlim – предел контактной выносливости для шестерни и для
колеса по формулам из табл. 2.1, МПа;
ZN = 1 – коэффициент долговечности рассчитывается из отношения
числа циклов к ресурсу передачи в числах циклов перемен напряжений;
ZR = 0,95 – коэффициент влияния шероховатости;
ZV = 1,08 – коэффициент влияния окружной скорости;
SH – коэффициент запаса прочности, принять равным 1,5 – для
улучшения; 1,8 – для цементации и закалки.
Задание 3. Рассчитать допускаемые напряжения по изгибу для
шестерни [ζ]F1, МПа и для колеса [ζ]F2, МПа по формуле:
 F 
 F lim  YN  YR  YA
SF
,
где [ζ]Flim – предел выносливости по изгибу для шестерни и для колес
определяется по формулам из табл. 2.1, МПа;
YN – коэффициент долговечности рассчитывается из отношения
числа циклов к ресурсу передачи, принять равным 1,0;
YR – коэффициент влияния шероховатости, принять равным 1,0;
YА – коэффициент влияния двустороннего приложения нагрузки,
принять равным 1,0;
SF – коэффициент запаса прочности, принять равным 1,7.
Задание 4. Вычислить межосевое расстояние согласно данным своего
варианта из табл. 2.2: Т1, Нм – вращающий момент на шестерне; n1, мин-1 –
частота вращения шестерни; u – передаточное число (передаточное
отношение) зубчатой передачи; Lh, час – время работы передачи (ресурс).
11
Таблица 2.2
Вариа
нт
Т1, Нм
n1,
мин-1
u
Lh· 103,
Час
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
40
920
65
1210
55
1160
50
1030
60
1440
45
870
47
965
63
1015
54
1180
41
985
3
22,5
4
32,0
4,5
27,5
3,5
23,0
2,5
24,5
4,5
25,8
3,5
29,2
4
26,2
5
27,4
3
30,7
aw  K a   u  1  3
K H  T1
 Ba  u   H 
2
,
где Ка = 410 МПа1/3 – коэффициент для косозубых передач;
(u + 1) – для внешнего зацепления;
[ζН] – меньшее из допускаемых контактных напряжений, МПа;
ψва = 0,315 – коэффициент ширины выбирается из стандартного
ряда в зависимости от расположения колес относительно опор;
K H  K H   K Hv  K H – коэффициент нагрузки в расчетах на
контактную прочность рассчитывается как произведение коэффициента,
учитывающего неравномерность распределения нагрузки КНβ (принять
равным 1,05), коэффициента, учитывающего внутреннюю динамику нагрузки
КНv (принять равным 1,06), и коэффициента распределения нагрузки между
зубьями КНα (принять равным 1,35).
Округлить полученное значение межосевого расстояния до
ближайшего стандартного в большую сторону: 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112,
125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315 мм.
Задание 5. Найти предварительные значения основных размеров
колеса:
2  aw  u
, мм;
u 1
– ширина колеса – b2   Ba  aw , мм, полученное значение ширины
– делительный диаметр – d 2 
колеса округлить до ближайшего из стандартного ряда (мм): 30, 32, 34, 36,
38, 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120,
125, 130, 140, 150.
12
Задание 6. Вычислить модуль передачи (модуль зацепления) m, мм, по
формуле:
m
2 K m  TE 2
d 2  b2   F  ,
где Кm= 5,8 – коэффициент для косозубых колес;
[ζF] – меньшее из допускаемых напряжений по изгибу, МПа;
TE 2  T2  T1  u  – эквивалентный момент на колесе, принять
приближенно равным вращающемуся моменту на колесе, Нм,
η – коэффициент полезного действия принять равным 0,96-0,98.
Округлить полученное значение модуля передачи в большую сторону
до стандартной величины из ряда чисел (ряд 1 предпочтительнее ряда 2):
Ряд 1, мм – 1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10.
Ряд 2, мм – 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9.
Задание 7. Вычислить действительный угол наклона зуба косозубой
передачи β, град.:
  arccos
где zs 
zs  m
2 aw ,
2aw  cos  min
– округленное в меньшую сторону до целого
m
числа значение суммарного числа зубьев;
 min  arcsin
4m
b2 – минимальный угол наклона зубьев косозубых
колес, град.
Задание 8. Найти число зубьев шестерни z1 и число зубьев колеса z2:
z1 
zs
 z1min  17 cos3  ,
u 1
z2  zs  z1
Задание 9. Определить диаметры шестерни и колеса:
13
z1  m
cos  , мм;
– делительный диаметр колеса – d 2  2aw  d1 , мм;
– диаметр вершин зубьев – d a  d  2m , мм;
– делительный диаметр шестерни – d1 
– диаметр впадин зубьев –
d f  d  2,5m , мм.
Задание 10. Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям.
Расчетное контактное напряжение в зубьях колеса ζΗ2, МПа:
K H  T1   uф  1
3
H2 
z

aw
b2  uф
  H 2  ,
где zζ = 8400 МПа1/2 – коэффициент для косозубых передач;
аw – межосевое расстояние, мм;
КН – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность;
Т1 – вращающий момент на шестерне, Нм;
b2 – ширина колеса, мм;
uф 
z2
z1 – фактическое передаточное число.
Задание 11. Вычислить силы в зацеплении:
2000T1
d1 , Н;
Ftg
t 
F

– радиальная сила – r
cos  , Н; α = 20° – стандартный угол;
– осевая сила – Fa  Ft  tg  , Н.
– окружная сила – Ft 
Задание 12. Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба. Расчетное
напряжение изгиба в зубьях колеса ζF2, МПа:
F2 
K F  Ft
 YFS 2  Y 2  Y 2   F 2  ,
b2  m
14
где КF – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба;
Ft – окружная сила, Н;
m – модуль передачи, мм;
YFS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба выбирается из табл.
zv 
2.3 в зависимости от величины:
Y 2  1 

100
z2
cos3  ;
– коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в
косозубой передаче;
Yε2 = 0,65 – коэффициент для косозубой передачи.
Таблица 2.3
zv
YFS
17
4,27
20
4,07
25
3,90
30
3,80
40
3,70
50
3,65
60
3,63
80
3,61
100
3,60
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни ζF1, МПа:
 F1 
 F 2  YFS1
YFS 2
  F 1  ,
где YFS1 – коэффициент, учитывающий форму зуба, выбирается из табл.
z1
z

v
2.3 в зависимости от величины:
cos3  .
Расчетной является такая воображаемая постоянная нагрузка,
передаваемая без динамических воздействий на зубья при условии
равномерного распределения усилий по их длине, которая по эффекту своего
воздействия на зубья эквивалентна фактически передаваемой нагрузке с
учетом факторов, нарушающих предпосылки, принятые при выводе
расчетных формул. Коэффициент нагрузки К, фигурирующий в формулах
для вычисления расчетной нагрузки, учитывает влияние этих факторов.
15
Тема № 3. Проектирование и расчет червячной передачи
[1 Осн., 2 Осн., 1 Доп.]
Червячные передачи относятся к категории зубчато-винтовых передач
и применяются в тех случаях, когда геометрические оси ведущего и ведомого
валов перекрещиваются.
Работоспособность червячных передач может быть повышена, если при
проектировании будут устранены причины отказов, к которым относятся:
– поломка зубьев колес;
– пластическое разрушение рабочих поверхностей зубьев червячного
колеса;
– усталостное разрушение рабочих поверхностей зубьев червячного
колеса;
– износ;
– заедание.
Задание 1. Выбрать материал червячного колеса и червяка (z1 – число
заходов червяка, выбирается в зависимости от передаточного числа) из табл.
3.1 в зависимости от величины окружной скорости Vск, м/с, которую
рассчитать по формуле:
Vск  106  450  n2  u  3 T2 ,
где n2 – частота вращения червячного колеса из табл. 3.2, мин-1;
u – передаточное число червячной передачи из табл. 3.2;
Т2 – вращающий момент на червячном колесе из табл. 3.2, Нм.
С увеличением числа заходов червяка возрастает угол подъема
винтовой линии и, как следствие, повышается коэффициент полезного
действия (КПД) передачи.
Таблица 3.1
Группа
I
Материал
Оловянные бронзы
Окружная скорость
Vск > 5 м/с
II
Безоловянные бронзы и латуни
Vск = 2-5 м/с
III
Мягкие серые чугуны
Vск < 2 м/с
16
Таблица 3.2
Вариант
n2, мин-1
u
Т2, Нм
Z1
1
46
12
735
1
2
55
15
815
2
3
38
18
740
1
4
45
12
825
2
5
62
15
755
1
6
30
18
785
2
7
49
12
820
1
8
35
15
745
2
9
50
18
855
1
10
44
12
715
2
Задание 2. Вычислить допускаемые контактные напряжения согласно
выбранной группе материалов оп данным табл. 3.3: ζВ, МПа – предел
прочности материала; ζТ, МПа – предел текучести материала; [ζН], Мпа –
допускаемое контактное напряжение; [ζF], МПа – допускаемое напряжение
по изгибу; Сυ – коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания
материала, выбирается в зависимости от величины скорости скольжения:
Vск, м/с
Сυ
5
0,95
6
0,88
≥8
0,8
7
0,83
Таблица 3.3
Группа
I
II
III
Материал
БрОФ 10-1
Vск ≤ 12 м/с
БрОЦН 5-5-5
Vск ≤ 8 м/с
БрАЖН 10-4-4
Vск ≤ 5 м/с
БрАЖ 9-4
Vск ≤ 5 м/с
СЧ18
Vск ≤ 2 м/с
ζВ,
МПа
275
230
200
145
700
650
530
500
355
ζТ,
МПа
200
140
90
80
460
430
245
230
-
[ζН], Мпа
[ζF], МПа
Сυ0,9ζВ
0,25 ζВ + 0,08 ζТ
Сυ0,7ζВ
0,25 ζВ + 0,08 ζТ
300 – 25Vск
0,25 ζВ + 0,08 ζТ
300 – 25Vск
0,25 ζВ + 0,08 ζТ
200 - 35 Vск
0,22 ζВ
Задание 3. Найти межосевое расстояние червячной передачи аw, мм, по
формуле:
aw  K a  3
K H   T2
 H 
2
,
где Ка = 610 – коэффициент для эвольвентных червяков;
КНβ – коэффициент концентрации нагрузки, принять равным 1.
17
Округлить полученное значение межосевого расстояния в большую
сторону до стандартного числа из ряда: 80, 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225,
250, 280 мм.
Задание 4. Вычислить основные параметры червячной передачи:
– число зубьев колеса – z2  z1  u ;
– модуль передачи – m 
1, 4 1, 7  aw
z2
, мм; полученное значение
модуля округлить до ближайшего из стандартного ряда:
m, мм……….2,5; 3,15; 4; 5…………6,3; 8; 10; 12,5…………….16;
q…………..8; 10; 12,5; 16; 20…...8; 10; 12,5; 14; 16; 20……8; 10; 12,5; 16;
2aw
 z2 ;
m
a
z q
x w  2
;
m
2
q
– коэффициент диаметра червяка –
– коэффициент смещения –
– угол подъема линии витка червяка:
z1
на делительном диаметре –
q , град.;
z1


arctg
w
на начальном цилиндре –
q  2 x , град.;
z2
u

ф
– фактическое передаточное число –
z1 .
  arctg
Задание 5. Определить геометрические размеры червяка и червячного
колеса:
– делительный диаметр червяка – d1  q  m , мм;
– диаметр вершин витков червяка – d a1  d1  2m , мм;
– диаметр впадин витков червяка –
– начальный диаметр червяка – d w1
– длина нарезанной части червяка –
d f 1  d1  2, 4m , мм;
 m   q  2 x  , мм;
18
b1  10  5,5 x  z1   m 
 70  60 x   m
z2
, мм; так как червяки
шлифуют, то длину нарезанной части увеличить на 25 мм;
– делительный диаметр червячного колеса –
d 2  z2  m , мм;
– диаметр вершин зубьев червячного колеса –
d a 2  d 2  2m  1  x  , мм;
– диаметр впадин зубьев червячного колеса –
d f 2  d 2  2m  1, 2  x  , мм;
– ширина венца червячного колеса – b2   a  aw , мм;
ψа = 0,355 при z1 = 1 или 2.
Задание 6. Найти расчетное контактное напряжение в зубьях
червячного колеса (они имеют меньшую поверхностную и общую прочность)
по формуле:
H2
z  q  2x 
 

z2
3
 z2  q  2 x 

  K  T2   H 2  ,
a
q

2
x


 w

где zζ = 5350 – коэффициент для эвольвентных червяков;
К – коэффициент нагрузки определяется как произведение
коэффициента внутренней динамической нагрузки и коэффициента
концентрации нагрузки, принять равным 1;
Задание 7. Рассчитать коэффициент полезного действия (КПД)
червячной передачи с учетом потерь в зацеплении, в опорах валов передачи,
при разбрызгивании и перемешивании масла:

0,955tg w
tg   w    ,
где ρ – приведенный угол трения, принять равным 1°50'.
Задание 8. Вычислить силы в зацеплении:
– окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:
19
Ft 2  Fa1 
2000T2
d 2 , Н;
– окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:
Ft1  Fa 2 
2000T2
d w1  uф  , Н;
– радиальная сила на червяке, равная радиальной силе на червяке:
Fr1  Fr 2  Ft 2  tg  cos  w , Н; α = 20°.
Задание 9. Найти расчетное напряжение изгиба зубьев червячного
колеса по формуле:
F2 
K  Ft 2  YF 2  cos  w
  F 2  ,
1,3  q  2 x   m
где К – коэффициент нагрузки, принять равным 1;
YF2 – коэффициент формы зуба колеса выбирается в зависимости
z2
z

v
2
от величины:
cos3  w :
zv2
YF2
28
1,80
30
1,76
32
1,71
35
1,64
37
1,61
40
1,55
45
1,48
50
1,45
60
1,40
80
1,34
100
1,30
Задание 10. Тепловой расчет. Вычислить температуру нагрева масла
при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:
t раб 
где P1 
0,1T2  n2

1     P1  20o  t 
 раб  ,
KT  A  1  
– мощность на червяке, Вт;
КТ = 12-18 Вт/(м2·°С) – коэффициент теплоотдачи для чугунных
корпусов при естественном охлаждении;
ψ = 0,3 – коэффициент, учитывающий отвод тепла в металлическую
плиту или раму;
20
А – площадь поверхности охлаждения корпуса, равная поверхности
всех его стенок, кроме поверхности дна, которой он крепится к раме или
плите, выбирается в зависимости от величины межосевого расстояния, м2:
аw,
мм
А,
м2
80
100
125
140
160
180
200
225
250
280
0,16
0,24
0,35
0,42
0,53
0,65
0,78
0,95
1,14
1,34
[tраб] = 95-100°С – допустимая температура нагрева масла.
Тема № 4. Проектирование и расчет ременной передачи
[1 Осн., 2 Осн., 1 Доп., 2 Доп.]
Ременные передачи применяют в приводах транспортеров
конвейеров, сельскохозяйственных и мелиоративных машинах и пр.
и
Задание 1. Дать определение терминам и понятиям:
а) ременная передача – _______;
б) шкив – ___________________;
в) сечение ремня – ___________.
Задание 2. Определить частоту вращения ведущего n1, мин-1 и ведомого
n2, мин-1 шкивов, зная их угловые скорости (табл. 4.1):
n1 
30  1

n2 
;
30  2

Таблица 4.1
Вариант
ω2, рад/с
ω1, рад/с
1
63
135
2
92
145
3
68
125
4
47
150
5
76
175
6
58
160
7
72
180
8
80
175
9
10
95 83
115 180
Задание 3. По заданным и рассчитанным значениям величин из задания
2 вычислить передаточное число ременной передачи і:
i
n1 1

n2 2 .
21
Из табл. 4.2 выбрать тип сечения ремня и его параметры: А, м2 –
площадь сечения ремня; q, кг/м – масса 1 м длины; lр, мм – расчетная длина
ремня по нейтральному слою; h, мм – высота профиля в сечении ремня; b0,
мм – максимальная ширина сечения ремня; bр, мм – ширина сечения в
нейтральном слое; dmin, мм – минимальный диаметр малого шкива.
Таблица 4.2
Сечение
ремня
О
А
Б
В
Г
h, мм
b0, мм
bр, мм
6
8
10,5
13,5
19
10
13
17
22
32
8,5
11
14
19
27
lр, мм
min – max
400 – 2500
560 – 4000
800 – 6300
1800-9000
3350-11200
dmin,
мм
63
90
125
200
315
А, м2
q, кг/м
47 · 10-6
81 · 10-6
138 · 10-6
230 · 10-6
476 · 10-6
0,06
0,10
0,18
0,26
0,34
Задание 4. Рассчитать скорость движения ремня V, м/с, и в зависимости
от ее величины убедиться в правильности выбора типа сечения ремня по
табл. 4.3:
V
  d1  n1
60000
,
где d1 – диаметр малого шкива, м (из табл. 4.2).
Сечение
ремня
О
А
Б
В
Г
До 5 м/с
*
*
*
-
Скорость ремня, м/с
5 – 10 м/с
*
*
*
*
*
Таблица 4.3
Свыше 10 м/с
*
*
*
*
*
Задание 5. Рассчитать диаметр ведомого шкива d2, мм, учитывая
найденное в задании 3 передаточное число и величину выбранного диаметра
ведущего шкива по табл. 4.2:
d 2  d1  i
Задание 6. Найти по формуле расчетную длину ремня Lр, мм. Задаться
межосевым расстоянием а, мм, учитывая следующие рекомендации:
22
i
а, мм
1
1,5 d2
2
1,2 d2
3
d2
L p  2a 
4
0,95 d2
  d1  d 2 
2
5
0,9 d2
d  d 
 2 1
6
0,85 d2
2
4a
Принять длину ремня, согласно стандартному ряду: 400, 450, 500, 560,
630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800,
3150, 3550, 4000, 4500, 5000, 6000 мм.
Задание 7. Определить расчетную мощность Рр, кВт, передаваемую
одним ремнем. Значения необходимых величин выбрать из табл. 4.4.
Pp 
P0  C  CL  Ci
,
Cp
где Р0 – номинальная мощность, передаваемая одним ремнем, кВт;
Сα – коэффициент угла обхвата выбирается в зависимости от угла
обхвата ремнем малого шкива, который определяется по формуле:
1  180o 
57  d2  d1 
;
a
Ср – коэффициент режима нагрузки выбирается в зависимости от
условий работы передачи;
Сі – коэффициент передаточного отношения выбирается в
зависимости от величины передаточного числа;
СL – коэффициент длины ремня выбирается в зависимости от
величины длины ремня.
О, А, Б, В, Г – сечения ремня.
Таблица 4.4
1
2
О
А
Б
В
Г
3
1,3
Р0,
2,0
кВт
3,15
5,0
18,0
-1
n1, мин
500
Ср
1,1
Сα
0,98 0,95
4
1,33
2,1
3,45
5,5
20,0
700
1,1
0,92
5
6
7
8
9
10
11
12
1,35 1,37 1,38 1,4
1,5
1,5 1,55 1,6
2,8
3,0
3,1
3,2 3,35 3,7
4,2
4,5
3,65 3,85 4,2
4,4 4,6
4,8
5,0
5,2
6,0
6,2
6,5
6,8
7,2
7,5
8,5
8,7
22,5 24,5 26,5
900 1000 1100 1300 1400 1500 1700 1900
1,2
1,2
1,3
1,3
1,4
1,4
1,5
1,5
0,89 0,86 0,82 0,78 0,73 0,68 0,62 0,56
23
1
2
α1 ,
170
град
Сі
i
О
СL
А
Б
В
Г
Lр, м
3
160
4
150
5
140
1,07 1,09
1,2
1,4
0,82
0,88
0,83
0,81
0,78
1
1,1
1,6
1,09
1,45
0,98
0,95
0,90
2
6
130
7
120
1,12 1,25
1,8
2,0
1,3
1,13
1,07
0,99
0,94
3
8
110
Окончание табл. 4.4
9
10
11
12
100
90
80
70
1,13 1,135
2,2
2,4
1,18
1,12
1,05
0,99
4
1,14
2,6
1,19
1,16
1,12
5
1,14
2,8
1,14
3,0
1,22
1,19
1,13
6
Задание 8. Вычислить число ремней в комплекте клиноременной
передачи z, используя значение мощности Р, кВт электродвигателя (табл.
4.5), от которого передается вращение, и выбрав величины: Р0, кВт –
мощности, передаваемой одним ремнем; Сα – коэффициента угла обхвата; Ср
– коэффициента режима нагрузки из табл. 1.4.
z
P
P0  C  C p
Таблица 4.5
n1, мин-1
Р, кВт
900
6,8
1100
7,6
1300
8,2
1500
8,5
1700
9,2
1900
9,5
Полученное значение числа ремней округлить до целого числа.
Задание 9. Определить усилие F, Н , действующее на вал от z клиновых
ремней:
F  2 0  z  A  sin
1
2
,
где δ0 = 1,8 МПа – напряжение для одного ремня;
А – площадь поперечного сечения ремня, м2 (из табл. 4.2);
α1 – угол обхвата ремнем малого шкива, град.
При уменьшении скорости возрастают сечение ремня и габариты,
поэтому при проектировании ременной передачи в механическом приводе
нецелесообразно размещать ее после редуктора.
24
Тема № 5. Проектирование и расчет цепной передачи
[1 Осн., 2 Осн., 1 Доп., 2 Доп.]
Цепные передачи, а именно роликовые, втулочные и зубчатые,
применяют в приводах транспортеров и конвейеров, сельскохозяйственных и
мелиоративных машинах и пр.
Цепные передачи стандартизованы. В связи с этим проектирование
цепной передачи подразумевает расчет основных параметров с целью
подбора необходимой цепи, для которой разрабатываются соответствующие
звездочки.
Задание 1. Дать определение терминам и понятиям:
а) цепная передача –_______;
б) шаг цепи – _____________ ;
в) шарнир – _______________.
Задание 2. Определить частоту вращения меньшей звездочки n1, мин-1,
и большей звездочки n2, мин-1, используя их угловые скорости из табл. 5.1.
n1 
30  1

n2 
;
30  2

.
Таблица 5.1
Вариант
ω2, рад/с
ω1, рад/с
1
44
105
2
55
95
3
33
100
4
45
110
5
71
104
6
37
112
7
38
116
8
52
125
9
10
40 30
130 135
Задание 3. Приняв минимально возможное значение числа меньшей
звездочки z1, рассчитать число зубьев большей звездочки, предварительно
вычислив передаточное число і, зная частоту вращения звездочек.
z1min  29  2i
i
z1
1-2
30-27
2-3
27-25
3-4
25-23
z2  z1  i
4-5
23-21
5-6
21-17
более 6
17-15
25
Задание 4. Выбрать тип цепи и задаться ее параметрами (табл. 5.2): рц,
мм – шаг цепи; d, мм – диаметр валика; В, мм – длина втулки; [Рр], кВт –
допускаемая мощность; [u], 1/с – допускаемое число ударов цепи.
Таблица 5.2
Приводные
роликовые цепи
типа ПР из ГОСТ
13568-75
ПР-12,7 – 9000 – 2
ПР-12,7 – 18000 – 1
ПР-15,875 –
23000 – 1
ПР-19,05 – 32000
ПР-25,4 – 56700
Допускаемое
число
ударов
[u],
1/сек
60
60
50
35
30
рц, мм
d,
мм
В,
мм
[Рр], кВт,
при n1, мин-1
800 1000 1200 1600
12,7 3,66 5,80 2,06 2,42
12,7 4,45 8,90 3,86 4,52
15,875 5,08 10,11 6,26 7,34
2,72
5,06
8,22
3,20
5,95
9,65
19,05
25,4
16,9
38,3
19,3
43,8
5,96 17,75 13,5 15,3
7,95 22,61 30,7 34,7
Задание 5. Рассчитать среднюю скорость движения цепи V, м/с:
V
z1  pц  n1
60000

z2  pц  n2
60000
Задание 6. Определить расчетную мощность Рр, кВт для проектируемой
цепной передачи по формуле:
Pp  P  K э  K z  K n   Pp  ,
где Р – заданная мощность цепи в условиях работы, кВт;
Kэ  K Д  Kа  Kн  K рег  Kс  K реж – коэффициент эксплуатации;
Kz 
z01
z1 – коэффициент числа зубьев;
Kn 
n01
n1 – коэффициент частоты вращения;
26
[Рр] – допускаемая мощность из табл. 5.2, кВт.
z01 = 25 – стандартное значение числа зубьев меньшей звездочки;
z1 – число зубьев меньшей звездочки;
n01 – ближайшая к расчетной частота вращения меньшей звездочки
из ряда: 50, 200, 400, 600, 800, 1000, 1200, 1600 мин-1;
n1 – частота вращения меньшей звездочки, мин-1;
КД – коэффициент динамической нагрузки из табл. 5.3;
Ка – коэффициент межосевого расстояния или длины цепи
из табл. 3;
Кн – коэффициент наклона передачи к горизонту из табл. 5.3;
Крег – коэффициент способа регулировки натяжения цепи
из табл. 5.3;
Кс – коэффициент смазки и загрязнения передачи из табл. 5.3;
Креж – коэффициент режима или продолжительности работы
передачи в течение суток из табл. 5.3.
Таблица 5.3
Условия работы
Нагрузка равномерная
Нагрузка переменная
а = (30-50)рц
а ≤ 25рц
а ≥ (60-80)рц
Линия центров звездочек наклонена к горизонту:
до 60°
больше 60°
Положение оси регулируется:
одной из звездочек
нажимными роликами
не регулируется
Производство:
Смазка:
без пыли
I – хорошая
II – удовлетворительная
запыленное
II – удовлетворительная
Односменное производство
Двухсменное производство
Трехсменное производство
Значения
Коэффициентов
КД ≈ 1
КД ≈ 1,2-1,5
Ка = 1
Ка = 1,25
Ка = 0,8
Кн ≈ 1
Кн ≈ 1,25
Крег = 1
Крег = 1,1
Крег = 1,25
Кс ≈ 0,8
Кс ≈ 1
Кс ≈ 1,3
Креж = 1
Креж = 1,25
Креж = 1,45
Задание 7. Найти длину цепи L, мм, которая представляет собой
произведение длины цепи, выраженной в шагах или числом звеньев цепи Lр,
и шага цепи рц, мм:
27
 2a z1  z2  z2  z1 2 pц 
L  Lp  pц   

    pц
 pц
2
2


 a 

Задание 8. Рассчитать уточненное межосевое расстояние цепной
передачи:
2
2 

z

z
z

z
z

z




a  0, 25 pц   Lp  1 2   Lp  1 2   8  2 1  

2
2 

 2  

Для обеспечения провисания цепи уменьшить значение межосевого
расстояния на величину: ∆а = 0,003а.
Задание 9. Вычислить делительные диаметры ведущей звездочки d1,
мм, и ведомой звездочки d2, мм, по формулам:
d1 
pц
pц
d2 
180 ;
180 .
sin
sin
z1
z2
Задание 10. Вычислить наружные диаметры звездочек:
 180

de1  pц   ctg
 0, 6  ,
z1


 180

de 2  pц   ctg
 0, 6  .
z2


Задание 11. Проверка цепи по числу ударов в секунду u, 1/с, которое
для обеспечения долговечности цепи не должно превышать допускаемого
[u], 1/с (из табл. 5.2):
u
4 z1n1
 u 
60 Lp
Задание 12. Определить окружное усилие F, Н по формуле:
F
1000 Pp
V
.
28
Нерационально применять цепные передачи при резких колебаниях
нагрузки, так как при этом остаточные деформации цепи (увеличение ее шага
по сравнению с шагом зубьев звездочек) и значительный износ шарниров
возникают уже при кратковременной ее эксплуатации.
Тема № 6. Проектирование и расчет валов [1 Осн., 2 Осн., 1 Доп.]
Проектирование валов заключается в разработке последовательности
расположения его основных участков с определением в дальнейшем
конкретных размеров. Валы имеют форму тел вращения. Основными
участками вала являются:
– концевой консольный участок (отсутствует у промежуточных валов);
– участок под уплотнения (отсутствует у промежуточных валов);
– две посадочные поверхности под подшипники;
– посадочную поверхность под ступицу колеса;
– буртик под колесо.
Переходные участки валов образуются между двумя ступенями разных
диаметров. Чаще всего используют два типа переходных участков:
– с канавкой для выхода обрабатывающего инструмента;
– с галтелью постоянного радиуса.
Расчет валов проводят в два этапа: первый этап – приближенный
расчет вала, который выполняют для предварительного выбора диаметров
вала в местах посадки полумуфт, подшипников, зубчатых колес и т. п.;
второй этап – уточненный расчет, выполняемый на основе окончательно
разработанной конструкции проектируемого объекта, с целью определения
действительного коэффициента запаса прочности для опасного сечения вала.
Приближенный расчет вала
Задание 1. Выписать исходные данные для расчета быстроходного
вала редуктора из табл. 6.1 согласно варианту: n1, мин-1 – частота вращения
шестерни; m, мм – модуль зацепления; z1 – число зубьев шестерни; Р, кВт –
мощность на валу; α = 20° – стандартный угол зацепления; β, град – угол
наклона зуба шестерни; l1, l2, l3, мм – длины участков между центрами
деталей на валу; Qр, Н – сила, действующая на валу от ременной передачи;
Qц, Н – сила, действующая на валу от цепной передачи.
29
Таблица 6.1
Вариант
n1, мин-1
m, мм
z1
Р, кВт
β, град
l1, мм
l2, мм
l3, мм
Qр, Н
Qц, Н
1
305
2,25
24
2,8
10,3
35
55
75
+
-
2
325
3,5
26
3,2
12,7
50
65
70
+
3
345
3,15
28
4,0
10,3
55
50
80
+
-
4
365
2,25
30
3,6
12,7
40
55
70
+
5
315
3,5
24
4,2
10,3
60
65
75
+
-
6
335
3,15
26
2,8
12,7
50
50
70
+
7
355
2,25
28
3,8
10,3
30
55
80
+
-
8
375
3,5
30
3,6
12,7
55
65
70
+
9
385
3,15
32
4,0
10,3
35
50
75
+
-
10
395
2,25
26
4,2
12,7
40
55
70
+
Задание 2. Вычислить значения сил, действующих от ременной или
цепной передач на валу (расчет проводить по значениям, данным и
полученным в темах 4 и 5).
1. Величина суммарного усилия Qр, Н, от клиноременной передачи при
угле обхвата малого шкива α ≥ 150° определяется:
Qр  2 F0  sin

2
,
где F0   0  A – усилие предварительного натяжения ремней, Н;
ζ0 = 1,8 МПа – напряжение от предварительного натяжения
ремней;
A  z  A1 – суммарная площадь поперечных сечений ремней, м2;
z – число ремней клиноременной передачи;
А1 – площадь поперечного сечения одного ремня, м2;
α – угол обхвата малого шкива, град.
Направление суммарного усилия можно принимать по линии,
соединяющей центры шкивов.
2. Величина суммарного усилия Qц, Н, от цепной передачи:
Qц  F  aqKн ,
где F – окружное усилие, Н;
а – межосевое расстояние цепной передачи, м;
q – вес 1 м цепи, кг;
Кн – коэффициент наклона передачи к горизонту.
30
Направление суммарного усилия можно принимать по линии,
соединяющей центры звездочек.
Задание 3. Определить величину вращающего момента Т1 на валу и
силы, действующие в косозубом зацеплении, по формулам:
– T1 
9550P
, Нм;
n
2000T1
d1 , Н;
Ft1  tg
F

– радиальная сила на шестерне – r1
cos  , Н;
– осевая сила на шестерне – Fa1  Ft1  tg  , Н.
– окружная сила на шестерне – Ft1 
Задание 4. Рассчитать реакции опор R, Н, (подшипников качения) в
горизонтальной плоскости и вертикальной плоскости с учетом действующих
в этих плоскостях сил согласно представленной ниже схеме проектируемого
вала:
Задание 5. Вычислить изгибающие моменты в горизонтальной и
вертикальной плоскостях на выбранных отрезках:
M  R x ,
31
где х = [0, l] м.
Построить эпюры изгибающих моментов и эпюру вращающего
момента.
Задание 6. Определить суммарные реакции опор RΣ, Н:
2
2
R A  RAx
 RAy
,
2
2
R B  RBx
 RBy
,
где RАх и RАy – реакции подшипника А в горизонтальной и
вертикальной плоскостях, Н;
RВх и RВy – реакция подшипника В в горизонтальной и
вертикальной плоскостях, Н.
Задание 7. Рассчитать суммарный изгибающий момент Мизг, Нм:
M изг  M x2max  M y2min ,
где Мх max – наибольший изгибающий момент в горизонтальной
плоскости (в опасном сечении), Нм;
Мy max – наибольший изгибающий момент в вертикальной плоскости (в
опасном сечении), Нм.
Задание 8. Определить эквивалентный момент Мэкв, Нм, по формуле:
2
M экв  M изг
 0, 75T12
Задание 9. В предварительном расчете требуемый диаметр вала d, мм,
в опасном сечении рассчитывают по формуле:
d
3
M экв
0, 2  к ,
где Мэкв – эквивалентный крутящий момент, Нмм;
[η]к = 30-40 МПа – допускаемое напряжение на кручение.
Остальные диаметры вала назначают по конструктивным
соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипников качения,
зубчатых колес и т. д.
32
Задание 10. По полученным и заданным размерам выполнить эскиз
вала с указанием диаметров, шпоночных пазов и свободного участка.
Уточненный расчет вала
Задание 11. Принимаем материал вала из табл. 6.2 и вычисляем
пределы выносливости при изгибе ζ-1 (МПа) и при кручении η-1 (МПа).
Таблица 6.2
Марка
Стали
ТО
45
Улучшение
40Х
Улучшение
40ХН
Улучшение
Цементация
И закалка
20Х
НВ или
НRС
235-262(2)
269-302(1)
235-262(2)
269-302(1)
235-262(2)
269-302(1)
ζт,
МПа
540
650
640
750
630
750
ζВ,
МПа
700
850
850
950
850
950
НRС 56-63
800
1000
Задание 12. Коэффициент запаса
напряжениям определяется по формуле:
S 
паза;
ζ-1 ,
МПа
Τ-1 ,
МПа
0,43 ζВ
0,58 ζ-1
0,43 ζВ
0,58 ζ-1
0,43 ζВ
0,58 ζ-1
0,43 ζВ
0,58 ζ-1
прочности
по
нормальным
 1
 a K
   m
 
,
где ζ-1 – предел выносливости материала вала, Мпа;
Кζ = 1,7 – коэффициент концентрации напряжений для шпоночного
β – коэффициент шероховатости (из табл. 6.3);
εζ – масштабный фактор при изгибе, выбирается в зависимости от
предела прочности материала вала (из табл. 6.3);
ψζ – коэффициент асимметрии цикла (из табл. 6.3);
ζа = Ми/Wи – амплитуда цикла нормальных напряжений;
Mu – суммарный изгибающий момент (из приближенного расчета
вала – задание 7), Нмм;
33
Wи 
d3
32
d  c

2
bc
– момент сопротивления при изгибе,
2d
мм3;
(значения d (мм) – диаметр вала, b (мм) – ширина шпоночного паза, с =
t1 (мм) – глубина шпоночного паза в валу из табл. 6.3);
m 
Fa1
0, 25 d 2
–
среднее
напряжение
цикла
нормальных
напряжений (Fa1, Н – осевое усилие под шестерней из приближенного
расчета вала – задание 3).
Таблица 6.3
Вариант
d, мм
b, мм
t1, мм
β
εζ , εη
ψζ
ψη
1
30
8
4
0,9
0,88
0,15
0,12
2
40
10
5
0,92
0,75
0,22
0,12
3
45
12
5
0,94
0,78
0,15
0,12
4
50
14
5,5
0,9
0,77
0,22
0,12
5
60
16
6
0,92
0,73
0,15
0,12
6
65
18
7
0,94
0,74
0,22
0,12
Задание 13. Коэффициент запаса
напряжениям определяется по формулам:
S 
паза;
7
70
20
7,5
0,9
0,71
0,15
0,12
прочности
8
75
20
7,5
0,92
0,67
0,22
0,12
по
9
80
22
9
0,94
0,65
0,15
0,12
10
85
25
9
0,9
0,63
0,22
0,12
касательным
 1
 a K
  m
 a
,
где η-1 – предел выносливости материала вала при кручении, МПа;
Кη = 1,6 – коэффициент концентрации напряжений для шпоночного
β – коэффициент шероховатости (из табл. 6.3);
εη – масштабный фактор при кручении (из табл. 6.3);
ψη – коэффициент асимметрии цикла (из табл. 6.3);
ηа и ηm – амплитуда цикла и среднее напряжение цикла касательных
напряжений:
a m 
T
2Wк ,
34
где Т – вращающий момент (из приближенного расчета вала – задание
3), Нмм;
Wк 
d3
16
d  c

2d
2
bc
– момент сопротивления при кручении,
мм3; значения d, b, с (мм) из табл. 6.3;
Задание 14. Общий коэффициент запаса прочности n = S, который не
должен быть меньше допускаемого [n] = [S], т. е.:
S  n   n   S   2,5  3 .
Общий коэффициент запаса прочности вычисляют из равенства:
1
1
1
2
2


2
2
2 или S  S  S  S  S ,
S
S S
где Sζ – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
Sη – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Тема 7. Проектирование подшипников качения
[1 Осн., 2 Осн., 2 Доп.]
Проектирование подшипников качения проводят в следующей
последовательности:
– разрабатывают эскизную компоновку узла;
– по расчетной схеме ориентировочно определяют расстояния между
опорами с учетом расположенных на валу деталей;
– по кинематической схеме узла определяют величины и направления
действующих на опоры нагрузок;
– предварительно намечают тип и класс точности подшипника;
– определяют расчетный ресурс подшипника качения;
– назначают посадки подшипника с валом;
– выбирают способ смазывания подшипника;
– подбирают конструкцию уплотнительных узлов;
– окончательно оформляют конструкцию узла с учетом прочности и
жесткости, соосности посадочных мест, надежности монтажа и демонтажа,
эффективности смазывания.
Подбор и расчет подшипников качения по динамической
грузоподъемности проводят в следующем порядке:
35
1) предварительно назначают тип подшипника и схему его установки;
2)
для выбранного подшипника выписывают данные: для
шариковых радиальных – значения динамической С,Н, и статической С0, Н,
грузоподъемностей; для радиально-упорных – значение динамической
грузоподъемности С, Н, значение коэффициентов радиальной Х и осевой Y
нагрузок, значение коэффициента осевого нагружения – е; для упорных –
значение динамической грузоподъемности С, Н, значение коэффициентоа
осевой Y нагрузок, значение коэффициента осевого нагружения – е;
3) определяют осевые составляющие S и осевые силы Fа;
4)
сравнивают значение Fа/(Fr V) с коэффициентом е и окончательно
принимают значения коэффициентов Х и Y: при Fа/(Fr V) ≤ е принимают Х =
1 и Y = 0; при Fа/(Fr V) ≥ е принимают ранее выбранные значения Х и Y (из
табл. 7.1); V = 1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;
5) вычисляют эквивалентную динамическую нагрузку Р,Н;
6)
оценивают пригодность выбранного подшипника по расчетной
долговечности Lh, час, которая должна быть равна или больше номинальной.
Задание 1. Выбрать радиальный шарикоподшипник средней серии
вала редуктора по исходным данным табл. 7.2: dвн , мм – внутренний диаметр
подшипника качения; Fr, Н – радиальная нагрузка, действующая на
подшипник; n, мин-1 – частота вращения вала; Lh , час – номинальная
долговечность подшипника, С, кН – динамическая грузоподъемность.
Определить эквивалентную нагрузку Р, Н, действующую на подшипник:
P  FrVk k ,
где Fr – радиальная нагрузка, Н;
V – кинематический коэффициент, отражающий снижение
долговечности подшипника при вращении его внешнего кольца, при
вращении внутреннего кольца равен 1;
kζ = 1,3…1,5 – коэффициент динамичности нагрузки, зависящий от
характера действующей на подшипник нагрузки, для подшипников
редукторов всех конструкций;
kη = 1,05 – коэффициент, отражающий влияние повышения
температуры подшипника на его долговечность, при рабочей температуре до
125 °С.
36
Таблица 7.1
Тип подшипника
Радиальный
шарикоподшипник
однорядный
Радиально-упорный
шарикоподшипник
однорядный
Упорный
шарикоподшипник
однорядный
Fа/С0
0,014
0,056
0,11
0,28
0,56
0,014
0,057
0,11
0,29
0,57
Fа/(Fr V) ≤ е
Х
Y
1
0
1
0
0
1
Fа/(Fr V) ≥ е
Х
Y
2,30
1,71
0,56
1,45
1,15
1,00
1,81
1,46
0,45
1,22
1,14
1,00
0
Е
0,19
0,26
1,30
0,38
0,44
0,30
0,37
0,45
0,52
0,54
1
Таблица 7.2
Вариант
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
dвн, мм
20
35
40
55
60
65
45
50
35
25
F r, Н
2660 2840 2910 2770 2630 2810 2790 2780 2620 2720
-1
n, мин
850 950 850 800 850 900 800 850 950 800
Lh , час 104
104
104
104
104
104
104
104
104
104
С, кН
31,9 37,8 48,5 56,0 64,1 72,7 22,0 26,2 26,2 12,5
Задание 2. Вычислить расчетную долговечность подшипника с учетом
его динамической грузоподъемности С, Н (из табл. 7.2):
106  C 
Lhр 
 
60n  P 
3
Расчетная долговечность подшипника качения должна удовлетворять
требованию:
Lhр  Lh .
Если данное требование не выполняется, необходимо выбрать
подшипник качения большей серии и провести перерасчет.
Задание 3. Выбрать радиально-упорный шарикоподшипник средней
серии вала редуктора, по исходным данным табл. 7.3: dвн , мм – внутренний
диаметр подшипника качения; Fr, Н – радиальная нагрузка, действующая на
37
подшипник; Fа, Н – осевая нагрузка на валу; n, мин-1 – частота вращения
вала; Lh , час – номинальная долговечность подшипника, С, кН –
динамическая грузоподъемность; Х – коэффициент радиальной нагрузки; Y –
коэффициент осевой нагрузки. Определить эквивалентную нагрузку Р,Н,
действующую на подшипник:
P   XFrV  YFa   k  k , где kζ = 1,3; kη = 1,05.
Таблица 7.3
Вариант
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
dвн, мм
40
45
50
55
60
65
30
35
35
20
Fа, Н
555 605 705 755 655 725 705 655 605 505
F r, Н
2240 2570 2810 2730 2580 2620 2460 2440 2550 2490
-1
n, мин
800 900 850 800 850 900 800 850 900 800
Lh , час 104
104
104
104
104
104
104
104
104
104
С, кН
39,2 48,1 56,3 68,9 78,8 89,0 25,6 33,4 33,4 14,0
Задание 4. Вычислить расчетную долговечность подшипника с учетом
его динамической грузоподъемности С, Н (из табл. 7.3):
106  C 
Lhр 
 
60n  P 
3
Расчетная долговечность подшипника качения должна удовлетворять
требованию:
Lhр  Lh .
Если данное требование не выполняется, необходимо выбрать
подшипник качения большей серии и провести перерасчет.
Задание 5. Выбрать упорный шарикоподшипник средней серии вала
редуктора, по исходным данным табл. 7.4: dвн , мм – внутренний диаметр
подшипника качения; Fr, Н – радиальная нагрузка, действующая на
подшипник; Fа, Н – осевая нагрузка на валу; n, об/мин – частота вращения
вала; Lh , час – номинальная долговечность подшипника, С, кН –
динамическая грузоподъемность; Х – коэффициент радиальной нагрузки; Y –
коэффициент осевой нагрузки. Определить эквивалентную нагрузку Р,Н,
действующую на подшипник:
P   XFrV  YFa   k  k , где kζ = 1,3; kη = 1,05.
38
Таблица 7.4
Вариант
dвн, мм
Fа, Н
Fr, кН
n, мин-1
Lh , час
С, кН
1
2
40
45
550 652
2,25 2,56
800 900
104 104
51,3 59,2
3
50
753
2,80
850
104
71,8
4
55
744
2,70
800
104
82,0
5
60
633
2,55
850
104
92,1
6
65
722
2,60
900
104
104,0
7
30
625
2,45
800
104
32,9
8
40
611
2,40
850
104
40,8
9
35
550
2,50
900
104
40,8
10
25
508
2,40
800
104
25,7
Задание 6. Вычислить расчетную долговечность подшипника с учетом
его динамической грузоподъемности С, Н (из табл. 7.4):
3
106  C 
Lhр 
 
60n  P  .
Расчетная долговечность подшипника качения должна удовлетворять
требованию:
Lhр  Lh .
Если данное требование не выполняется, необходимо выбрать
подшипник качения большей серии и провести перерасчет.
Библиографический список
Основная литература
1. Иванов, М. Н. Детали машин [Текст] : учеб. / М. Н. Иванов,
В. А. Финогенов. – М. : Высш. шк., 2010. – 408 с.
2. Дунаев, П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин [Текст] /
П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. – М. : Высш. шк., 2007. – 447 с.
Дополнительная литература
1. Проектирование механических передач [Текст] / С. А. Чернавский,
[и др.]. – М. : Альянс, 2011. – 592 с.
2. Детали машин [Текст] : атлас конструкций / под ред. Д. Н. Решетова.
– М. : Машиностроение, 1979. – 360 с.
39
Оглавление
Введение …………………………………………………………………..
3
Тема 1. Проектирование и кинематический расчет привода…………..
4
Тема 2. Проектирование и расчет зубчатой цилиндрической передачи
9
Тема 3. Проектирование и расчет червячной передачи………………..
15
Тема 4. Проектирование и расчет ременной передачи ……….………..
20
Тема 5. Проектирование и расчет цепной передачи …………………..
24
Тема 6. Проектирование и расчет валов…………….…………………..
28
Тема 7. Проектирование подшипников качения…………………….…
34
Библиографический список………………………………………………
38
Галина Николаевна Вахнина
Владимир Владимирович Стасюк
Виталий Викторович Ткачев
Роман Геннадьевич Боровиков
Иван Николаевич Журавлев
ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
Методические указания к практическим занятиям
для студентов по направлению подготовки
151000 – Технологические машины и оборудование
Редактор А.С. Люлина
Подписано в печать 09.09.2013. Формат 60×90 /16. Объем 2,44 п. л.
Усл. печ. л. 2,44. Уч.-изд. л. 3,1. Тираж 50 экз. Заказ
ФГБОУ ВПО «Воронежская государственная лесотехническая академия»
РИО ФГБОУ ВПО «ВГЛТА». 394087, г. Воронеж, ул. Тимирязева, 8
Отпечатано в УОП ФГБОУ ВПО «ВГЛТА»
394087, г. Воронеж, ул. Докучаева, 10
40
10-00
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
17
Размер файла
584 Кб
Теги
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа