Теоретическая и прикладная механика

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Российский государственный профессионально-педагогический университет»

Задания и методические указания

к выполнению курсового проекта

по дисциплине «Теоретическая и прикладная механика»

для студентов всех форм обучения направления подготовки

051000.62 Профессиональное обучение (по отраслям)

профиля подготовки «Металлургия»

Екатеринбург, 2013



Задания и методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Теоретическая и прикладная механика». Екатеринбург: ФГАОУ ВПО «Рос. гос. проф.-пед. университет, 2013. 39 с.

Автор: доц., канд. техн. наук Н.Н.Эльяш

Одобрены на заседании кафедры механики. Протокол от 24 . 01. 2013г., № 5 Зав. кафедрой О.С. Лехов

Рекомендованы к печати методической комиссией Машиностроительного института РГППУ. Протокол от 12 февраля 2013 г., № 6

Председатель методической комиссии МаИ РГППУ А.В. Песков

ФГАОУ ВПО «Российский государственный

профессионально - педагогический университет», 2013.

© Н.Н.Эльяш, 2013



ВВЕДЕНИЕ

Методические указания составлены в соответствии с рабочей программой дисциплины «Теоретическая и прикладная механика».

Выполнение курсового проекта способствует формированию базовой общеинженерной подготовки студентов. Работа над курсовым проектом представляет собой практическое решение последовательных и взаимосвязанных задач, реализуемых с обязательным учетом междисциплинарных связей.

Объектом курсового проектирования по дисциплине обычно являются приводы машин общего машиностроения (например, ленточных и цепных конвейеров, транспортёров, лебёдок, и др.), в которых используется большое количество типовых узлов и деталей. В такие приводы входят редукторы общего назначения при расчёте и конструировании которых возможно закрепление большинства изучаемых разделов дисциплины «Теоретическая и прикладная механика». В задачу студента входит расчет и проектирование редуктора.

Выполненный курсовой проект должен содержать:

· расчетно-пояснительную записку, объемом 20-25 листов,

· графическую часть в виде сборочного чертежа редуктора в двух проекциях (1 или 2 листа формата А1);

· деталировочные чертежи двух основных деталей редуктора (листы формата А4 или А3).

Расчетно-пояснительная записка должна содержать:

1. Индивидуальное задание; 2. Расчет энергосиловых параметров привода; 3. Расчёт передачи редуктора; 4. Расчёт валов; 5. Выбор подшипников и расчёт их на долговечность; 6. Выбор и расчёт шпонок; 8. Выбор смазки. 9. Список литературы. 10. Спецификации к сборочным чертежам).

Курсовой проект следует выполнять в соответствии с требованиями к чертежам и технической документации по стандартам ЕСКД. Подробные правила выполнения и оформления курсового проекта изложены в литературных источниках [1, 2].

Таблица 1.

Задание № 1. Проектирование привода ленточного конвейера
Номер варианта	F, кН	V, м/с	dБ, мм	n дв , об\мин.	uО. П.
01	3,8	1,0	400	1500	5,0
02	4,0	0,9	450	1500	5,0
03	3,9	0,8	315	1000	4,0
04	3,5	1,1	355	1000	4,0
05	4,1	0,7	400	1500	5,5
06	2,9	1,5	450	1000	4,0
07	2,6	1,2	315	1000	4,0
08	3,2	0,8	355	1500	4,5
09	4,4	0,6	400	1500	5,5
10	4,1	0,7	450	1500	5,0
Задание № 2. Проектирование привода шнекового транспортера (рис.2)
01	3,8	1,0	400	1500	5,0
02	4,0	0,9	450	1500	5,0
03	3,9	0,8	315	1000	4,0
04	3,5	1,1	355	1000	4,0
05	4,1	0,7	400	1500	5,5
06	2,9	1,5	450	1000	4,0
07	2,6	1,2	315	1000	4,0
08	3,2	0,8	355	1500	4,5
09	4,4	0,6	400	1500	5,5
10	4,1	0,7	450	1500	5,0

В таблице 1 приняты обозначения: Fокружное усилие на барабане конвейера или на ведомой звездочке цепной передачи; V - скорость на приводном барабане конвейера (транспортера); d_Б диаметр барабана (или звездочки); u_{О. П.}передаточное число открытой передачи (ременной или цепной).

Кинематические схемы приводов

Рис. 1. Схема привода ленточного конвейера: 1-электродвигатель; 2-ременная передача; 3-редуктор цилиндрический одноступенчатый; 4-зубчатая муфта; 5-лента конвейера; 6барабан конвейера

Нагруженность деталей зависит от места установки передачи в силовой цепи и распределения общего передаточного числа между отдельными передачами.

По мере удаления по силовому потоку от двигателя в понижающих передачах нагруженность деталей растет.

Следовательно, в области малых частот вращения n (и соответственно больших вращающих моментов Т) целесообразно применять передачи с высокой нагрузочной способностью (например, зубчатые, цепные).

Рис.2. Кинематическая схема привода шнекового транспортера с открытой цепной передачей: 1 - электродвигатель; 2 - упругая муфта; 3 - редуктор; 4 - муфта зубчатая; 5 - открытая цепная передача

Индивидуальное задание студента обозначается набором следующих цифр:

первые две цифры (01 или 02) - это номер задания, принятый по табл.1.

следующие две цифры - это вариант одной из шести схем редукторов, представленных на рис.3, (01 - прямозубый, 02 - косозубый цилиндрический редуктор, и т.д., … 06 червячный с нижним расположением червяка).

последние две цифры - это вариант числовых значений исходных данных, которые содержатся в соответствующей строке заданий из табл.1.

Например, задание 020409 означает, что студент получил задание на проектирование привода шнекового транспортера (см. табл.1, задание № 2, рис.2) с коническим редуктором (см. рис.3); числовой вариант строка № 9.

Рис. 3. Кинематические схемы редукторов:

1 - цилиндрический прямозубый; 2 - цилиндрический косозубый;

3 - цилиндрический шевронный; 4 - конический; 5 - червячный с верхним расположением червяка; 6 - червячный с нижним расположением червяка



1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Рис. 4. Схема привода ленточного конвейера: 1-электродвигатель; 2-ременная передача; 3-редуктор цилиндрический косозубый одноступенчатый; 4-зубчатая муфта; 5-лента конвейера; 6- барабан конвейера

F, кН	V, м/с	dБ, мм	n дв , об/мин.	uО. П.
3,8	1,0	400	1500	5,0



2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. РАСЧЕТ КИНЕМАТИЧЕСКИХ И ЭНЕРГОСИЛОВЫХ ПАРАМЕТРОВ РЕДУКТОРА

2.1 Выбор электродвигателя

Выбор электродвигателя производят в зависимости от требуемой мощности Р_{дв.треб.} и частоты вращения вала электродвигателя n_{дв.треб}. Требуемую мощность электродвигателя определяют по формуле

, (2.1)

где Р_вых - мощность на выходном валу привода, определяемая из исходных данных, кВт

(2.2)

з - общий КПД привода, который определяется произведением КПД элементов привода и характеризует потери мощности при передаче энергии от электродвигателя к исполнительному механизму.

Если привод состоит из электродвигателя, открытой передачи, одноступенчатого редуктора и двух муфт, то

, (2.3)

где з_о.п. - КПД открытой передачи; з_м - КПД муфты; з_ред - КПД редуктора (з_ред = з_{зп •} з_п²) ; з_зп - КПД зубчатой передачи; з_п - КПД одной пары подшипников, значения которых принимают по табл.2 [ 1, с.7 ].



Таблица 2

Вид передачи	КПД
Зубчатая редукторная цилиндрическая передача	0,97 - 0,98
Зубчатая редукторная коническая передача	0,96 - 0,97
Червячная редукторная передача:
при числе заходов червяка z1 = 1	0,70 - 0,75
при числе заходов червяка z1= 2	0,80 - 0,85
при числе заходов червяка z1= 4	0,85 - 0,95
Цепная открытая	0,90 - 0,95
Клиноременная	0,95 - 0,97
Одна пара подшипников качения	0,99
Муфта соединительная	0,98

Требуемая частота вращения двигателя определяется по диапазону возможных частот вращения вала электродвигателя

(2.4)

n_вых. определяется по известным из теоретической механики зависимостям

. (2.5)

Значение u_о.п. принимается для ременной или цепной передачи в соответствии с исходными данными. Если в приводе нет открытой передачи, то u_о.п.= 1. Значения u_ред.min и u_ред.max выбираются на основании табл. 3 [1, с. 8].



Таблица 3. Рекомендуемый диапазон значений передаточных чисел редуктора

Вид передачи	uред.min	uред.max
Зубчатая цилиндрическая Зубчатая коническая Червячная	2,5	5
	1,5	4,0
	16	50

Затем по каталогу выбирают электродвигатель, имеющий ближайшую большую мощность, чем рассчитанная по (2.1), и частоту вращения в диапазоне от n_{дв. min} до n_{дв. max}, определенную по (2.4).

Таблица 4. Каталог двигателей закрытых обдуваемых единой серии 4А (тип / асинхронная частота вращения n_дв, об/мин) ГОСТ 19523-81

Мощность Рдв, кВт	Синхронная частота nдв , об/мин
	3000	1500	1000	750
1,1 1,5 2,2 3 4 5,5 7,5 11	- 80А2/2850 80В2/2850 90L2/2840 100S2/2880 100L2/2880 112M2/2900 132M2/2900	80A4/1420 80B4/1415 90L4/1425 100S4/1435 100L4/1430 112M4/1445 132S4/1455 132M4/1460	80B6/920 90L6/935 100L6/950 112MA6/955 112MB6/950 132S6/965 132M6/970 160S6/975	90LB8/700 100L8/700 112MA8/700 112MB8/700 132S8/720 132M8/720 160S8/730 160M8/730

Примечание: после значка / указана асинхронная частота, которую и следует принимать в дальнейших расчетах.

Данный раздел расчётов необходимо завершить указанием выбранного электродвигателя. Например: «Выбран электродвигатель 4А 112М4 УЗ ГОСТ 19523-81 с мощностью Р_дв = 5,5 кВт с синхронной частотой вращения вала электродвигателя n_дв = 1500 об/мин.



Таблица 5. Основные размеры электродвигателей

2.2 Определение передаточного числа редуктора

После выбора электродвигателя определяют передаточное число редуктора

(2.6)

где n_дв частота вращения вала двигателя под нагрузкой (асинхронная);

n₁ = n_дв / u_о.п. - частота вращения входного (быстроходного)вала редуктора;

n₂ = n_вых - частота вращения выходного (тихоходного) вала редуктора.

Передаточное число редуктора необходимо согласовать со стандартным значением, приведенным в табл.6; при этом отклонение Дu не должно превышать 4% для цилиндрических передач и 2,5% для конических [4, 5, 6].

. (2.7)

Таблица 6. Стандартные передаточные числа u по ГОСТ 2185-66

1 ряд	1,0	1,25	1,6	2,0	2,5	3,15	4,0	5,0	6,3	8,0	10,0
2 ряд	1,12	1,4	1,8	2,24	2,8	3,55	4,5	5,6	7,1	9,0	11,2

Если погрешность превышает стандартное значение, то следует принять двигатель той же мощности, но с другой частотой вращения, либо изменить передаточное число открытой передачи (в допустимых пределах) и повторить расчеты.

2.3 Определение мощности и вращающих моментов на валах

Частота вращения входного вала редуктора

n₁ = n_дв / u_о.п .

Частота вращения выходного вала редуктора определяется с учетом принятого стандартного передаточного числа u_ст



Мощности (кВт), передаваемые валами, определяются с учетом КПД составляющих звеньев кинематической цепи:

Р₁ = Р_дв • з_оп • з_п

Р₂ = Р₁• з_зп• з_п •з_м (2.8)

Вращающие моменты ( Н•м) на валах редуктора могут быть определены по следующим зависимостям:

для входного вала , (2.9)

для выходного вала

Далее производится предварительный расчет диаметров валов по заниженным допускаемым напряжениям, т.е. считая, что вал работает только на кручение, без учета изгиба:

(2.10)

где Т_i - крутящий момент, передаваемый валом, Н^. м;

[ф_кр]- допускаемые напряжения на кручение; [ф_кр]=15…20 МПа [3, c.161].

Полученные значения диаметров валов редуктора следует округлить до ближайшего большего значения из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69 [1, с. 481]. Для удобства дальнейших расчётов найденные параметры редуктора сводятся в таблицу:



№ вала	u ред	ni , об/мин	Рi , кВт	Т, Н•м	d i , мм
1
2



3. ВЫБОР МУФТ

Основными параметрами для выбора муфт служат диаметры выходных концов соединяемых валов и вращающие моменты.

Затем, для обеспечения соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора стандартной муфтой, необходимо выполнить следующее условие - разница диаметров соединяемых валов должна отличаться не более чем на 20%.

Исходя из этого условия и ориентировочно найденного диаметра под муфту по (2.10), принимают окончательное значение диаметра вала равным ближайшему значению отверстия стандартной муфты. Кроме этого необходимо проверить следующее: допускаемый крутящий момент выбранной муфты должен быть больше или равен крутящему моменту вала.

Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора может быть рекомендована муфта упругая втулочно-пальцевая МУВП ГОСТ 21424-93 (см. ниже). Эта муфта, за счёт резиновых гофрированных втулок насаженных на пальцы, соединяющие полумуфты, обладает упругими свойствами, необходимыми для предотвращения поломки деталей, которые могут возникнуть, например, при включении машины, т.к. пусковой момент электродвигателя превышает номинальный.

.

Рис. Муфта упругая втулочно-пальцевая



Для соединения тихоходного вала редуктора с валом исполнительного механизма машины могут быть рекомендованы компенсирующие муфты - цепные ГОСТ 20742-81 или зубчатые ГОСТ 5006-94.

Эти муфты позволяют компенсировать радиальные и угловые смещения валов, а зубчатые - также и осевые (венец зубчатой обоймы шире венца полумуфты), которые могут возникнуть из-за тепловых или силовых деформаций, или из-за неточности сборки, или из-за деформируемого основания, на котором находятся узлы машины, например на раме автомобиля и т.д. (Здесь выполнения условия - «разница диаметров соединяемых валов должна отличаться не более чем на 20%» не требуется).

Зубчатые муфты ГОСТ 5006-94



4. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

4.1 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Рис. Цилиндрическая передача а) - прямозубая, в) косозубая, с) шевронная

4.1.1 Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений

При выборе материалов зубчатых колес следует учитывать назначение передачи, условия эксплуатации и требования к габаритным размерам, возможную технологию изготовления колес. Зубчатые колеса редукторов в большинстве случаев изготавливаются из сталей, подвергнутых термическому упрочнению. В зависимости от твердости материала стальные зубчатые колеса разделяются на две группы: с твердостью НВ ? 350 (ТО: нормализация или улучшение) и с твердостью НВ > 350 (ТО: закалка ТВЧ, цементация, азотирование и др.). Для редукторов, к размерам которых не предъявляют особых требований, редукторов индивидуального и мелкосерийного производства, назначают стали первой группы. Для лучшей приработки рекомендуется назначать материал шестерни и колеса с соотношением твердости:

НВ₁ = НВ₂ + (20…70) - при твердости зубьев НВ ? 350 и

НВ₁ = НВ₂ + (25…30) - при твердости зубьев НВ > 350,



где НВ₁ - твердость шестерни;

НВ₂ - твердость колеса.

Необходимую разность в твердости материалов колес можно получить, применяя как различные, так и одинаковые марки стали для шестерни и колеса, но с различной термообработкой.

Таблица 7. Рекомендуемые сочетания материалов зубчатых колес [ 1, с.16]

Шестерня	Колесо	Область применения
Марка стали	термообработка	Марка стали	термообработка
40 45	Нормализация, улучшение, закалка, закалка ТВЧ, НВ ? 350	35 35Л	Нормализация, улучшение, закалка, закалка ТВЧ, для стального литья и нормализации НВ ? 350	Основное применение для большинства металлургических, подъемно-транспортных машин и машин непрерывного транспорта
50		35 45Л
35Х 40Х 45Х		50 40ГЛ
40ХН 30ХГС		35Х 40Х 40ГЛ
20Х 12ХН3А 20ХН2М 40ХН2МА 16ХГТ	Цементация и закалка НВ > 350 40…63 НRС	20Х 12ХН3А 18ХГТ	Цементация и закалка НВ > 350 40…63 НRС	Особо ответственные быстроходные передачи станков и транспортных машин

Таблица 8. Механические свойства сталей [1, с.17]

Марка	Твердость по HRC или по НВ	Предел прочности уВ, МПа	Предел текучести уТ, МПа	Термическая обработка
35	140 … 187 195 … 212	470 685	235 345	Н У
40	152 … 207 187 … 217	490 580	245 340	Н У
45	167 … 217 180 … 236	570 735	285 390	Н У
50	180 … 229 228 … 255 40 … 66HRC	590 735	300 520	Н У ТВЧ
35Х	190 … 220 220 … 200	685 735	440 490	Н У
40Х	200 … 230 215 … 285 45 … 50 HRC 40 … 56 HRC	685 795 980	440 490 785	Н У З ТВЧ
45Х	230 … 280	835	640	У
35ХМ	241 … 269 38 … 55 HRC	880	785	У ТВЧ
40Х	220 … 250 241 … 295 48 … 54 HRC	735 785 980	550 570 785	Н У З
ЗОХГС	215 … 250 235 … 280	785 880	635 610	Н У
20Х	52 … 62 HRC	640	390	Ц
12ХНЗА	56 … 63 HRC	920	700	Ц

Допускаемые контактные напряжения для стальных зубчатых колес

(4.1)

Допускаемые напряжения изгиба

(4.2)

где - базовые пределы контактной и изгибной выносливости поверхности зубьев; - коэффициенты безопасности.



Таблица 9. Пределы базовой выносливости и коэффициенты безопасности [3, с. 34]

Термическая обработка	Твердость зубьев	Стали	уH lim b	[SH]	уF lim b	[SF]
Нормализация, улучшение	< 350 НВ	35,40,45, 50,40Х, 40ХН, 35ХМ	2НВ+70	1,1	1,8 НВ	1,75
Объемная закалка	40…56 HRC	40Х,40ХН 35ХМ	18 HRC+150		500…600
Закалка ТВЧ	> 56 HRC	12ХНЗА, 20ХН2М, 40ХН2МА, 18ХГТ	17HRC+200	1,2	500
Цементация и закалка			23HRC		710…750	1,55

При постоянном режиме работы передачи: K_{H L} = K_{F L} = Z_R = Z _V = 1,0;

K_Fc - коэффициент, учитывающий реверсивность работы передачи и твердость поверхностей зубьев; при отсутствии реверса K_Fc = 1,0; при реверсивной нагрузке K_Fc = 0,7…0,8 [7, с. 17-18].

Поскольку долговечность зубчатой передачи определяется контактной прочностью зубьев, а прочность зубьев колеса ниже прочности зубьев шестерни, то проектный расчет выполняют по у_Н2. Проверочные расчеты изгибной прочности зубьев шестерни и колеса выполняют по у_F1, у_F2.

По формулам (4.1) и (4.2) необходимо определить допускаемые напряжения для шестерни и для колеса.

4.1.2 Определение расчетного крутящего момента

Проектный расчет зубчатой передачи можно выполнять как по крутящему моменту на входном, так и на выходном валу. Расчётные крутящие моменты на выходном (тихоходном) валу, Н•м:

, (4.3)

где Т₂ номинальный крутящий момент на тихоходном валу (см. раздел 2).

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий. Если колёса полностью прирабатываются (НВ ? 350), то можно принять .

коэффициенты динамичности, зависящие от окружной скорости в зацеплении и от степени точности изготовления. Значения приведены в табл.10.

Для редукторов общего назначения можно предварительно принять 8-ю степень точности, как более экономичную; окончательное решение принимается после расчета геометрических параметров и фактической окружной скорости в зацеплении.

4.1.3 Расчет основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи

1). Ориентировочное значение межосевого расстояния а_w определяют из условия контактной выносливости.

Межосевое расстояние, мм [1, с.21 ]

, (4.4.)

где К ₁ = 495 для передач с прямыми зубьями;

К ₁ = 430 для передач с косыми и шевронными зубьями.

Коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию Ш_ba

Таблица 10. Значение коэффициента ширины зубчатого венца колеса

Вид передачи	Коэффициент ширины	Прямозубая или косозубая	Шевронная
Цилиндрическая		0,2; 0,25; 0,315; 0,4	0,4; 0,5;



Вычисленное значение межосевого расстояния a_w необходимо сравнить со стандартным рядом и принять ближайшее стандартное (табл. 11).

Таблица 11. Межосевое расстояние зубчатых передач по ГОСТ 2185-66

aw	I ряд	80	100	125	160	200	250	315	400	500
	II ряд	90	112	140	180	225	280	355	450	660

2). Значения модуля зубчатых колес вычисляют по соотношению

m = (0,01 …0,02)?a_w , (4.5)

после чего принимают стандартное значение по ГОСТ 9563-80.

Таблица 12. Модули зубчатых передач

m	I ряд	1,5	2	2,5	3	4	5	6	8	10
	II ряд	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7	9	11

Для косозубой и шевронной передачи стандартным считается нормальный модуль m_n .

3). Суммарное число зубьев передачи z_У = z₁ + z₂ ,

где z₁ число зубьев шестерни; z₂ число зубьев колеса.

(4.6)

(число зубьев необходимо округлить до ближайшего целого числа).

Для косозубой передачи угол наклона зубьев предварительно можно взять в = 10°, а для шевронной 30°. Затем величину угла уточняют



(4.7)

Вычисление cos надо выполнять с точностью до пяти цифр после запятой.

4). Фактическое передаточное число редуктора не должно отличаться от принятого стандартного, более чем на ± 4%

Дu = . (4.8)

5). Делительные диаметры шестерни d₁ и колеса d₂ :

(4.9)

(Для прямозубой передачи cos в = cos0^o = 1) .

Правильность выполненных расчетов проверяют по соотношению

(4.10)

Если межосевое расстояние получилось равным стандартному значению без округления, то это означает, что делительные диаметры рассчитаны правильно. В противном случае необходимо уточнить величину cos в и повторить расчет.

6). Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:



(4.11)

7). Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

(4.12)

Ширина зубчатого венца колеса и шестерни, соответственно

; (4.13)

Полученные значения ширины колеса и шестерни следует округлить до целого числа по нормальным линейным размерам.

4.1.4 Определение сил в зацеплении

В прямозубой передаче сила нормальнoго давления, действующая в зацеплении, может быть разложена на две взаимно перпендикулярные силы: окружную F_t , и радиальную F_r.

В косозубой передаче сила нормального давления, действующая в зацеплении, раскладывается на три взаимно перпендикулярные силы: окружную F_t, радиальную F_r и осевую F_а .

Осевая сила определяется по формуле

. (4.17)

В шевронной передаче осевые силы, действующие на каждую половину шеврона, уравновешиваются. Радиальную и осевую силу определяют так же, как и для косозубой передачи.



4.1.5 Проверка зубьев колес на прочность по контактным напряжениям

Проверочный расчет выполняют для колеса, у которого меньше допускаемое напряжение [2, с.37].

, (4.18)

где К₂ - расчетный коэффициент (К₂ = 9600 для прямозубой передачи; К₂ = 8400 для косозубой и шевронной передачи);

Т_2Н расчетный крутящий момент на колесе.

Перегрузка передачи до 5% считается допустимой. При несоблюдении этого условия изменяют ширину b₂ или межосевое расстояние a_w. Кроме того, возможно заменить материалы и термообработку шестерни и колеса.

4.1.6 Проверка зубьев колес на прочность по напряжениям изгиба

Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба выполняют для того колеса, для которого отношение допускаемого напряжения изгиба к коэффициенту формы зуба [_F /Y_F] имеет меньшее значение. Коэффициент формы зуба Y_F определяется по приведённому числу зубьев Z_vi .

Таблица 13. Приведенное число зубьев колес Z_vi и коэффициент формы зуба Y_F [1, с. 25]

Передача	Цилиндрическая
	прямозубая	косозубая	шевронная
Zvi	Zvi = Zi
	17	20	24	26	28	30	40	45	50	65
YF	4,30	4,08	3,92	3,88	3,84	3,80	3,70	3,66	3,65	3,62	3,61



4.1.7 Определение фактической скорости в зацеплении

Фактическая скорость в зацеплении V, ( м/с) определяется после расчета геометрических параметров

, (4.20)

где d₁ - делительный диаметр шестерни, мм;

n₁ - частота вращения вала шестерни, об/мин.

По скорости в зацеплении окончательно принимается степень точности изготовления зубчатых колес (см. раздел 4.1.2.)

4.2 Расчет конической зубчатой передачи с прямыми зубьями

Рис.7. Коническая передача

Отличие конических колес от цилиндрических состоит в том, что зубья нарезаются не на начальном цилиндре, а на поверхности усеченного конуса. Поэтому выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений выполняется по рекомендациям, рассмотренным в разделе 4.1.1; определение расчетного крутящего момента - соответственно, в разделе 4.1.2.

Главная геометрическая характеристика конической передачи, определяющая ее габариты, - это внешний делительный диаметр d_e2 колеса, который связан с внешним делительным диаметром шестерни зависимостью



d_e2 = d_e1 ^.u.

Ориентировочное значение внешнего делительного диаметра колеса d_е2 (мм) определяют из условия контактной выносливости [ 1, с. 28].

, (4.21)

где _Н = 0,85 для прямозубых колес.

Вычисленный делительный диаметр округляют в большую сторону из ряда стандартных значений, и далее расчёты ведут по принятому значению.

Таблица 15 Внешний делительный диаметр колеса de2 по ГОСТ 12289-76 [ 2 , с. 78].

I ряд	80	100	125	160	200	250	280	315	355	400
II ряд	90	112	140	180	225	-	-	-	-	-

Далее определяется число зубьев колес. Для шестерни рекомендуется выбирать z₁ ? 18...32, тогда число зубьев колеса (число зубьев необходимо округлить до ближайшего целого числа).

Углы делительных конусов д₁ и д₂ можно найти по следующим зависимостям [1, с. 28]: д₂ = arctg u_ред ; д₁ = 90 д₂ (4.23)

(В ортогональной конической передаче сумма углов делительных конусов равна 90°).

Остальные геометрические параметры вычисляются по формулам [1, с. 28-30; 5, с. 50].

Рассчитанное внешнее конусное расстояние не округляют.

Ширина зубчатого венца (4.25)

Полученное значение следует округлить до целого числа по нормальным линейным размерам [1, с. 481].

Средний делительный диаметр шестерни

(4.28)

Средний окружной модуль

(4.30)

Округлять до стандартного значения следует тот, который ближе к стандартному: m или m_e .

Внешняя высота головки зуба

h_ae = m_e (4.32)

Внешняя высота зуба

h_e = 2,2 m_e (4.33)

Внешний диаметр вершин зубьев

d_aei = d_i + 2 h_aei • cosд_i (4.34)

Внешний диаметр впадин зубьев

d_fei = d_i 2 h_fei • cosд_i (4.35)



4.2.1 Определение сил в зацеплении

В прямозубой конической передаче сила нормальнoго давления, действующая в зацеплении, может быть разложена на три взаимно перпендикулярные силы: окружную F_t , радиальную F_r и осевую F_а [2, с. 76-77].

окружная сила

; (4.36)

где - стандартный угол зацепления; д₁ - угол при вершине начального конуса шестерни. В конической передаче радиальная сила, действующая на зубья шестерни, равна осевой силе действующей на зубья колеса, а осевая сила шестерни равна радиальной силе колеса

.

4.2.2 Проверка зубьев колес на прочность по контактным напряжениям

Проверочный расчет выполняют для колеса, с меньшим допускаемым напряжением [у _Н]. Чаще это бывает колесо, а не шестерня [1, с.33].

, (4.39)

Коэффициент _Н = 0,85 для прямозубых колес. Для колес с круговыми зубьями - значения _Н принимают согласно данным [1, с. 27].

Результат расчета считается хорошим, если расчетное значение напряжений у_Н ? (0,9 …1,03)• [у_Н2]. (Перегрузка передачи до 3% считается допустимой).

При несоблюдении этого условия изменяют диаметр колеса d_e2

4.2.3 Проверка зубьев колес на прочность по напряжениям изгиба

Расчет следует вести для того из колес, для которого отношение [_F /Y_F] меньше, где Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений; определяется по приведённому числу зубьев Z_V [1, с. 32-33] .

Таблица 16. Коэффициент формы зуба конических колес Y_F

	Приведенное число зубьев конических колес
	17	20	25	30	40	60	80
YF	4,30	4,08	3,91	3,80	3,70	3,62	3,60	3,59

, (4.40)

Если запас прочности по напряжениям изгиба превышает 20%, то это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства закрытых зубчатых передач ограничивается контактной прочностью зубьев [8, с. 159].

Поскольку основная причина разрушения зубьев закрытых передач - это усталостное поверхностное выкрашивание рабочих поверхностей, то запас прочности зубьев по напряжениям изгиба может быть и более 20%.

Если зуб перегружен более чем на 5%, то следует увеличить длину зуба или перейти к большему стандартному значению модуля, соответственно изменяя числа зубьев шестерни и колеса, после чего повторить проверочный расчет зубьев на изгиб. При этом внешнее конусное расстояние передачи и внешний делительный диаметр колеса не следует изменять, чтобы не нарушилась контактная прочность зубьев.



4.2.4 Определение фактической скорости в зацеплении

Скорость в зацеплении V, м/с

, (4.41)

где d₁ - средний делительный диаметр шестерни, мм;

n₁ - частота вращения вала шестерни, об/мин.

По скорости в зацеплении назначается степень точности изготовления зубчатых колес (см. раздел 4.1.2.)

4.3 Расчёт червячной передачи

Ниже рассмотрена методика расчета ортогональной червячной передачи с архимедовым червяком (в осевом сечении профиль витка трапецеидальный, а в торцовом сечении витки очерчены архимедовой спиралью).

4.3.1 Выбор материала червяка и червячного колеса

Для червяков применяют те же марки стали, что и для зубчатых колес (см. табл.8). Для передач, работающих с большими перерывами и редко испытывающих максимальные нагрузки, червяки изготавливают из среднеуглеродистых конструкционных сталей марок 45, 50 (или легированных сталей марок 40Х, 40ХН). Наиболее распространенный материал червяка - сталь 18ХГТ. Могут быть использованы для изготовления червяков стали 40Х, 35ХМ, 40ХН [2, с.107-108].

Требования к червячным парам осуществляют подбором материала червячного колеса или только его венца (в целях экономии цветного металла).

Материалы для зубчатых венцов червячных колёс условно можно свести в следующие три группы:

Группа I. Оловянистые бронзы, применяемые при скорости скольжения в зацеплении V_S ? 5 м/с.

Группа II. Безоловянистые бронзы и латуни, применяемые при скорости скольжения в зацеплении V_S = 2…5 м/с.

Группа III. Мягкие серые чугуны, применяемые при скорости скольжения в зацеплении V_S < 2 м/с.

Предварительно скорость скольжения может быть определена [1, с. 34].

, (4.42)

где n₁ частота вращения вала червяка, об/мин; Т₂ крутящий момент на валу червячного колеса, Н •м.

Таблица 17. Механические характеристики материалов зубчатых венцов червячных колёс

Группа материала	Марка бронзы, чугуна	Способ отливки	уВ, Н/мм2	уТ, Н/мм2	VS , м/с
I	БрО10Н1Ф1	Ц	285	165	> 5
	БрО10Ф	К	245	195
		З	215	135
	БрО5Ц5С5	К	200	90
		З	145	80
II	БрA10Ж4Н4	Ц	700	460	2…5
		К	650	430
	БрA10Ж3МЦ1,5	К	550	360
		З	450	300
	БрA9Ж3Л	Ц	500	200
		К	490	195
		З	390	195
III	СЧ15	З	= 320МПа = 360МПа	< 2



4.3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Допускаемые контактные и изгибные напряжения определяют для зубчатого венца червячного колеса в зависимости от материала зубьев, требуемой долговечности работы передачи, скорости скольжения V_S. [1, с. 35].

Коэффициент, учитывающий интенсивность износа материала С_V .

VS, м/с	5	6	7	>8
СV	0,95	0,88	0,83	0,8

Коэффициент долговечности

где N = 60 n₂ L_h - число циклов перемены напряжений,

L_h требуемый ресурс работы передачи, час. (до 25•10⁷ час.).

(Для среднего режима работы можно принять K_HL от 1,0 до 1,15 ) [ 2, с. 109] .

Допускаемые напряжения для материала венца червячного колеса определяют по табл.18 [1, с. 35-37 ].

Таблица 17.Формулы расчета допустимых напряжений, МПа

Группа материала	На контактную прочность	На изгиб
I	[]H = KHL•СV •[у]Н0 [у]Н0 = 0,75…0,9 уВ*)	[]F = (0,08•B + 0,25•T )
II	[]H = [у]Н0 25•VS **)
III	[]H = 175 35•VS	[]F = 0,22•BH ***)



Величины у_В и у_Т определяются для принятого материала из табл. 17.

4.3.3 Расчёт основных геометрических параметров

Геометрические параметры определяют на основании следующих зависимостей [1 , с. 37-39 ].

Межосевое расстояние червячной передачи

(4.43)

Полученное значение округляют в большую сторону до числа из ряда нормальных линейных размеров ГОСТ 6636-69, [1 , с. 481] и все дальнейшие расчёты ведут по принятому значению.

Число заходов червяка z₁ назначают в зависимости от передаточного числа u_ред:

uред	св.8 до 14	св.14 до 30	св.30
z1	4	2	1

Число зубьев колеса

z₂ = z₁• u_ред. (4.44)

Модуль передачи

m= (1,4…1,7). (4.45)



По полученному интервалу значений модуля принимают стандартное значение, взятое из табл.19, и все дальнейшие расчёты также ведут по принятому значению. Коэффициент диаметра червяка

. (4.46)

Полученное значение q заменяют на ближайшее стандартное.

Таблица 18.Рекомендуемые сочетания стандартных значений m и q.

M	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; 2 0	8; 10; 12,5; 16

Минимально допустимое значение q из условия жёсткости червяка

q_min = 0,212 z₂.

Коэффициент смещения

. (4.47)

Если по расчёту коэффициент смещения получается то изменяют значения a_w, m, z₂ или q.Фактическое передаточное число

. (4.48)

Отклонение от заданного передаточного числа должно быть не больше 5%, т.е.



. (4.49)

Рис. 8. Размеры червяка и колеса

Размеры червяка:

диаметр делительный

(4.50)

диаметр начальный

(4.51)

диаметр окружности вершин витков

(4.52)

диаметр окружности впадин



. (4.53)

длина b₁ нарезанной части червяка при коэффициенте смещения х0

. (4.54)

При положительном коэффициенте смещения (х>0) червяк должен быть несколько короче. В этом случае размер b₁ уменьшают на величину

(4.55)

Во всех случаях значение b₁ затем округляют в ближайшую сторону до числа из ряда нормальных линейных размеров ГОСТ 6636-69.

Размеры колеса:

диаметр делительный колеса

. (4.56)

диаметр окружности вершин зубьев

. (4.57)

диаметр окружности впадин

. (4.58)



диаметр колеса наибольший

. (4.59)

ширина венца

, (4.60)

где при и 2; при ^.

После расчёта b₂ округлить до ближайшего нормального линейного размера.

Наибольший диаметр колеса

(4.61)

Высота головки зуба

h_a = m_S •h_a^* (4.62)

Высота ножки зуба

h_f = m_S •(h_a^* + c ) (4.63)

h_a^*- коэффициент высоты головки зуба; h_a^*= 1,0;

c - коэффициент радиального зазора; c = 0,2;



4.3.4 Определение сил в зацеплении

Окружная сила на колесе, равна осевой силе на червяке

. (4.64)

Окружная сила на червяке, равна осевой силе на колесе

. (4.65)

Радиальная сила

(для стандартного угла =20^о tg20^o=0,364) (4.66)

4.3.5 Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям

Предварительно определяют окружную скорость на колесе, м/c

. (4.67)

Принимают коэффициент нагрузки K = 1 при окружной скорости колеса V₂ ? 3м/с; K = 1,1…1,3 при V₂ > 3м/с [1, с.39 ].

Контактное напряжение определяют по формуле [2, с.119]



, (4.68)

Допускаемое напряжение определяется по табл.18.

4.3.6 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба [1, с.41 ]

, (4.69

где K коэффициент нагрузки, определенный выше;

Y_F2 - коэффициент формы зуба колеса, определяемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса Z_V2

(4.70)

г - угол подъема витков червяка.

Таблица 20. Значения коэффициента формы зуба червячного колеса

zv2	YF2	zv2	YF2	zv2	YF2	zv2	YF2
20 24 26 28	1,98 1,88 1,85 1,80	30 32 35 37	1,76 1,77 1,64 1,61	40 45 50 60	1,55 1,48 1,45 1,40	80 100 150 300	1,34 1,30 1,27 1,24

При проверочном расчёте у_F должны получаться меньше [у] _F, так как нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.



4.3.7 Определение КПД передачи

Коэффициент полезного действия червячной передачи

, (4.71)

где приведённый угол трения, определяемый экспериментально с учётом относительных потерь мощности в зацеплении, в опорах и на перемешивание масла. Меньшее значение для оловянистой бронзы, большее для безоловянистой бронзы, а также для латуни и чугуна.

Таблица 21 Значение приведённого угла

Vs,м/с	0,5	1,0	1,5	2,0	2,5	3,0	4,0	7,0	10	15
	310 340	230 310	220 250	200 230	140 220	130 200	120 140	100 130	055 120	050 110

4.3.8 Тепловой расчёт

Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев: температура нагрева масла (корпуса) при рабочем режиме должна быть меньше максимальной допустимой температуры[1, с.41-43]

. (4.72)

(4.73)

где Р₁ - мощность на валу червяка, Вт; К_Т = 13…18 Вт/(м²•) - коэффициент теплоотдачи при естественном охлаждении для чугунных редукторов;

А - поверхность охлаждения корпуса, равная сумме поверхностей всех его стенок за исключением поверхности дна, которой корпус прилегает к плите или раме.

Таблица 22. Значение площади А поверхности охлаждения корпуса червячного редуктора

аw, мм	80	100	125	140	160	180	200	225	250	280
А,м2...

Подобные документы

• Проект приводного редуктора

  Подбор электродвигателя, определение кинематических параметров на валах привода. Расчет клиноременной передачи, проектный и проверочный. Выбор материала и параметры колес зубчатой передачи. Этапы компоновки редуктора. Выбор смазочных материалов.
  
  курсовая работа [1,0 M], добавлен 08.07.2012
  

• Расчет и проектирование привода с одноступенчатым редуктором и открытой передачей

  Анализ кинематической схемы привода. Определение мощности, частоты вращения двигателя. Выбор материала зубчатых колес, твердости, термообработки и материала колес. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Силовая схема нагружения валов редуктора.
  
  курсовая работа [298,1 K], добавлен 03.03.2016
  

• Редуктор наклона антенны

  Факторы, учитываемые при предварительном выборе двигателя. Расчет требуемой мощности двигателя и определение мощности на выходном валу редуктора. Кинематический расчет редуктора и его геометрических параметров. Обоснование выбора применяемых материалов.
  
  курсовая работа [23,0 K], добавлен 24.06.2010
  

• Выбор и расчет электродвигателя

  Выбор электродвигателя и его кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструкция ведущего и ведомого вала. Конструктивные размеры корпуса редуктора, цепной передачи. Проверка долговечности подшипников и прочности шпоночных соединений.
  
  курсовая работа [158,7 K], добавлен 03.02.2011
  

• Разработка механического привода электродвигателя редуктора

  Принципы работы механического привода электродвигателя редуктора. Кинематический и силовой расчёты привода, его мощности, выбор электродвигателя, вычисление основных его характеристик. Расчёт зубчатой передачи тихоходной и быстроходной ступени редуктора.
  
  курсовая работа [132,0 K], добавлен 10.05.2010
  

• Расчет привода турникета

  Предварительный выбор двигателя турникета. Расчет требуемой мощности и редуктора. Необходимые геометрические размеры. Проверочный расчет требуемой мощности двигателя. Кинематическая погрешность редуктора. Обоснование выбора применяемых материалов.
  
  контрольная работа [58,9 K], добавлен 11.01.2014
  

• Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

  Исследование механических параметров на валах привода, выбора материала и термической обработки, напряжения изгиба, частоты вращения двигателя с учётом скольжения ротора. Определение предварительных значений межосевого расстояния и угла обхвата ремня.
  
  курсовая работа [677,4 K], добавлен 20.11.2011
  

• Импульсный светосигнальный прибор с цилиндрической линзой

  Выбор источника света и его основные параметров. Расчет геометрических параметров призматических элементов, расположенных выше центрального окна. Свойства элементарного отображения призматического элемента. Обеспечение безопасности светового прибора.
  
  дипломная работа [5,0 M], добавлен 23.04.2012
  

• Разработка привода стойки для поворота якорей в локомотивном депо

  Разработка кинематической схемы привода, определение срока его службы. Выбор двигателя и его обоснование, проверка на перегрузку и определение силовых, кинематических параметров. Вычисление допускаемых напряжений. Расчет прямозубой конической передачи.
  
  курсовая работа [1,0 M], добавлен 11.10.2012
  

• Расчет и выбор элементов автоматизированного электропривода

  Выбор электродвигателя и расчет электромеханических характеристик. Расчет мощности и выбор силового трансформатора и вентилей преобразователя. Определение индуктивности уравнительных и сглаживающих реакторов. Определение параметров привода и построение.
  
  контрольная работа [4,3 M], добавлен 06.02.2016
  

• Проект дизельной установки для универсального сухогруза "Dewi Laksmi"

  Определение параметров системы энергетической установки, требуемой эффективной мощности, выбор двигателя и его обоснование, расчет параметров длительного эксплуатационного режима. Принципиальные схемы энергетических систем. Расположение оборудования.
  
  курсовая работа [1,8 M], добавлен 12.03.2014
  

• Расчет силового трансформатора

  Расчет основных электрических величин и изоляционных расстояний. Определение геометрических параметров магнитной системы. Расчет параметров трансформатора типа ТМ-250/6 при различных значениях коэффициента загрузки. Параметры короткого замыкания.
  
  курсовая работа [160,1 K], добавлен 23.02.2013
  

• Проектирование электрооборудования станка

  Краткая характеристика копировально-фрезерного станка модели ФК2М. Анализ характера основных рабочих движений исполнительных механизмов станка. Расчет требуемой мощности и выбор электродвигателя. Расчет и выбор электрооборудования для схемы управления.
  
  курсовая работа [623,5 K], добавлен 02.12.2013
  

• Расчет электрокалориферной установки для отопительно-вентиляционных систем

  Определение мощности электрокалорифера. Осуществление теплового расчета нагревательных элементов. Выбор вентилятора и определение мощности электродвигателя для его привода. Расчет конструктивных параметров нагревательного устройства и сети подключения.
  
  курсовая работа [597,3 K], добавлен 17.01.2012
  

• Расчет и проектирование привода цепного конвейера

  Кинематический расчет привода. Определение передаточного числа привода и его ступеней. Силовой расчет частоты вращения валов привода, угловой скорости вращения валов привода, мощности на валах привода, диаметра валов. Силовой расчет тихоходной передачи.
  
  курсовая работа [262,3 K], добавлен 07.12.2015
  

• Расчет механических систем

  Определение скорости, нормального, касательного и полного ускорения заданной точки механизма в определенный момент времени. Расчет параметров вращения вертикального вала. Рассмотрение заданной механической системы и расчет скорости ее основных элементов.
  
  контрольная работа [2,4 M], добавлен 13.03.2014
  

• Разработка конструкции прямоточного парогенератора АЭС

  Расчет теплофизических параметров теплоносителя и рабочего тела. Определение основных геометрических параметров трубного пучка. Вычисление толщины деталей парогенератора, обеспечивающей условия прочности. Анализ мощности главного циркуляционного насоса.
  
  курсовая работа [336,5 K], добавлен 10.11.2012
  

• Выбор и проверка комплектования электрооборудования

  Выбор электрооборудования по климатическому исполнению и по категории размещения, по степени защиты и по напряжению. Выбор мощности электродвигателя и частоты вращения электродвигателя. Проверка устойчивости пуска. Выбор передаточного устройства.
  
  контрольная работа [126,9 K], добавлен 06.09.2012
  

• Теоретическая механика

  Основные понятия и определения теоретической механики. Типы и реакции связей. Момент силы относительно точки, ее кинематика и виды движения в зависимости от ускорения. Динамика и колебательное движение материальной точки. Расчет мощности и силы трения.
  
  курс лекций [549,3 K], добавлен 17.04.2013
  

• Расчет прямоточного парогенератора

  Расчет параметров теплообменивающихся сред по участкам. Обзор основных параметров змеевиковой поверхности. Выбор материалов, конструктивных размеров. Распределение трубок по слоям навивки. Определение параметров кипящей среды и коэффициентов теплоотдачи.
  
  курсовая работа [1,3 M], добавлен 16.08.2012
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам