Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
КИЇВСЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ УНВЕСРИТЕТ БУДІВНИЦТВА І АРХІТЕКТУРИ
ДЕТАЛІ МАШИН ТА ОСНОВИ КОНСТРУЮВАННЯ
Методичні вказівки до виконання курсового проекту та проведення практичних занять для студентів спеціальностей
„Підйомно-транспортні, будівельні, дорожні
меліоративні машини і обладнання” та „Професійне навчання. Виробництво, експлуатація та ремонт підйомно-транспортних,
будівельних, дорожніх, меліоративних машин і обладнання”
Київ — 2004
ББК 34.44
Д-38
Деталі машин і основи конструювання: методичні вказівки для студентів спеціальностей: „Підйомно-транспортні, будівельні, дорожні меліоративні машини і обладнання” та „Професійне навчання. Виробництво, експлуатація та ремонт підйомно-транспортних, будівельних, дорожніх, меліоративних машин і обладнання”.
Укладачі: Смірнов В’ячеслав Миколайович, канд. техн. наук, професор;
Головань Василь Петрович, канд. техн. наук, доцент;
Корнійчук Борис Валерійович, асистент;
Потебеньок Денис Васильович, інженер
Відповідальний за випуск: завідуючий кафедрою основ професійного навчання, В.М. Смірнов, канд. техн. наук, професор
Рецензент: Русан Ігор Володимирович, канд. техн. наук, доцент
МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ І ЗАВДАННЯ ДО ВИКОНАННЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТУ
Робота над курсовим проектом сприяє вивченню теоретичних положень курсу. Передбачає набуття навичок щодо розрахунку та конструюванню деталей і збірних елементів машин, закріплює знання щодо оформлення машинобудівних рисунків і допомагає в підготовці до іспитів з поданого курсу.
В методичних вказівках викладено вимоги і надано пояснення до окремих частин проекту. В додатку наведено зразок оформлення титульного аркуша розрахунково-пояснювальної записки. У вказівках подано список літератури, необхідної для виконання проекту. Посилання на літературу подано у відповідних місцях у квадратних дужках. Завдання на курсовий проект видається викладачем кожному студенту індивідуально.
Курсовий проект складається з графічної частини та розрахунково-пояснювальної записки. Оформлення проекту повинно відповідати діючим стандартам; якщо студент їх не дотримується, проект повертається на доопрацювання.
Оцінюється курсовий проект за п’ятибальною системою. Коли виводиться загальна оцінка, враховується:
а) точність обчислень та зміст пояснень до них;
б) доцільність прийнятих конструктивних рішень;
в) правильність та якість виконання графічної частини проекту;
1. ВИМОГИ ДО ОКРЕМИХ ЧАСТИН КУРСОВОГО ПРОЕКТУ
1.1. Графічна частина
Графічна частина курсового проекту виконується на чотирьох або п'яти аркушах формату А1 (549 х 891 мм) та вміщує такі еле менти:
Загальний вигляд привода зображується в двох або трьох про екціях. На аркуші показують номери окремих вузлів (згідно з специфікацією) та проставляють розміри: габаритні, міжосьові та установочні (тобто розміри, які характеризують положення кріпильних де талей, якими елементи привода кріпляться до основи). Зразок зображення загального вигляду привода наведено в [1, с. 6—11], а та кож в книзі: Дьяченко С.К, Столбовий С.З. Деталі машин: Атлас. — К.: Техніка, 1962. Аркуш 1 із загальним виглядом привода виконується останнім.
Редуктор (аркуш 2) також зображують в двох-трьох про екціях з необхідними розрізами. При горизонтально розташованих валах зображення редуктора в плані звичайно має вигляд суцільного розрізу по площині розняття між корпусом та кришкою редуктора. У всіх випадках рисунки редуктора повинні давати цілковите уявлення про його конструкцію.
Специфікація на деталі редуктора складається на окремому аркуші формату А4 (210 х 297 мм), який підшивається до розра хунково-пояснювальної записки. На рисунках зазначають номери деталей згідно із специфікацією та проставляють розміри — габаритні, міжосьові та установочні. В місцях установки на валах зуб частих та черв'ячних коліс проставляються також діаметри валів та діаметри циліндричних гнізд під підшипники юзом з відповідними насадками згідно з існуючими стандартами [2, с. 23—29].
Рисунки редуктора виконують паралельно з розрахунками.
Аркуш 3 поділяють на дві частини формату А2 (420 х 594 мм). На одній половині зображують зварну раму (в двох проекціях), яка є основою для установлення елементів привода. На рисунку рами проставляють габаритні розміри, розміри окремих елементів рами, діаметри кріпильних отворів та установочні розміри, які характеризують положення зазначених елементів та отворів. Крім того, за допомогою виносок потрібно указати типи і номери (або розміри) прокатних профілів, з яких зварюється рама, а також типи та па раметри зварних швів.
На другій половині аркуша 3 зображують (в двох проекціях) литий корпус або кришку редуктора. Вільне поле рисунка використовується для запису технічних умов виготовлення.
Робочі рисунки деталей привода (аркуш 4) виконують для 6— 8 деталей, бажано спряжених — вал та насаджена на нього деталь (на різних форматах). Вибирають такий масштаб рисунка, щоб де таль була зображена найчіткіше;
На рисунках литого корпусу або кришки редуктора (аркуш 3) та інших деталей привода (аркуш 4) проставляють всі розміри деталей, необхідних для її виготовлення. Крім того, зазна чають прийняті посадки та проставляють жорсткість поверхонь згідно стандартів (2, с. 20 – 221).
На аркуші 5, згідно з вказівкою викладача, зображують в одній або в двох проекціях приводний вал на опорах з барабаном або тяговими зірочками, вал на опорах з веденим шківом пасової передачі та ін. Розміри проставляють ті самі, що і на рисунках ре дуктора. В окремих випадках викладач може дозволити виконувати проект без аркуша 5.
На кожному аркуші має бути рамка та штамп встановленого зразка. В аркушах, поділених на декілька форматів (2 формати у аркуша 3 та 6—8 у аркуша 4), кожний формат має окрему рамку і окремий штамп.
Роботу над курсовим проектом починають з обчислень. Щоб уникнути помилок та перерахунків, рекомендується після завер шення розрахунку зубчастих та черв'ячних передач паралельно опрацьовувати також рисунки, починаючи з рисунків редуктора.
1.2. Розрахунково-пояснювальна записка
Обсяг розрахунково-пояснювальної записки – 40 – 50 сторінок рукописного тексту, написаного на одному боці стандарт ного аркуша формату А4 (210 х 297 мм). Записка повинна вміщувати повний обсяг обчислень, які супроводжуються в необхідних випадках розрахунковими схемами та епюрами внутрішніх зусиль; обґрунтування прийнятих конструкторських рішень та ескізи розробок деталей. Розрахунки редуктора та підшипників повинні завершуватись описом прийнятої системи та видом мастила.
Застосовувані в обчисленнях формули необхідно забезпечувати розшифровкою існуючих в них величин. Використовуючи формули, графіки і таблиці, необхідно посилатися на літературу.
В процесі роботи над проектом виконують такі види розрахунків:
В деяких темах перший етап обчислень випадає.
Розрахунково-пояснювальну записку завершують списком використаної літератури.
Всі аркуші записки нумерують. Остаточно оформлену розрахунково-пояснювальну записку належить акуратно зброшурувати та спорядити титульний аркушем встановленою зразка (див. додаток).
2 ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА ТА ЗАГАЛЬНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА
2.1. Визначення необхідних характеристик і вибір електродвигуна [1, п.1.5, с. 14 –15]
Для вибору електродвигуна необхідно знати потрібні значення його основних характеристик - потужності та частоти обертання . Ці величини розраховують у такій послідовності.
(2.1)
де - колова сила на барабані чи тяговій зірочці (або двох тягових зірочках разом), кН; - швидкість руху конвеєрної стрічки або ланцюга, м/с.
(2.2)
- ККД окремих елементів привода (передач, муфт і підшипників), визначаємо за верхньою таблицею [1, с.16];
- загальна кількість елементів привода.
У випадку розподілу силового потоку на дві паралельні вітки (теми 6, 9, 11, 13) при обчисленнях за формулою (2.2) належить пам’ятати, що загальний ККД двох однакових, паралельно з’єднаних механізмів, дорівнює ККД кожного з них.
(2.3)
4. Частота обертання приводного вала, хв-1:
(2.4)
якщо на приводному валу знаходиться барабан діаметром , мм;
або:
(2.5)
якщо на приводному валу знаходиться тягова зірочка (або дві зірочки) з діаметром ділильного кола , мм.
Діаметр , обчислюють за заданими значеннями кроку ланцюга та кількості зубів тягової зірочки Zзір за допомогою рівняння, мм:
. (2.6)
Замість (2.5) у поєднанні з рівнянням (2.6) можна користуватися наближеною формулою, :
(2.7)
в якій крок ланцюга t підставляють у міліметрах.
5. Орієнтовний інтервал можливих значень загального передаточного числа привода:
, (2.8)
де - передаточні числа окремих передач; п – загальне число передач у приводі.
Рекомендовані значення наведені в (1, с. 16). При цьому мінімальне значення передаточного числа для зубчастих пе редач можна взяти таким, що дорівнює 2. Загальна кількість передач у завданнях на курсовий проект зви чайно дорівнює 3, в окремих темах - 2.
У разі розподілу силового потоку на дві паралельні вітки (теми 6, 9, 11, 13) у розрахунках розраховують лише одну з віток. У результаті розрахунку знаходять мінімальне та макси мальне значення загального передаточного числа .
6. Інтервал можливих значень частоти обертання електродвигуна, :
(2.9)
За отриманими значеннями та вибираємо електродвигун. Для проектування приводів доцільно використовувати трифазні асинхронні двигуни змінного струму з короткозамкненим ротором.
Перевагу слід надавати удосконаленим двигунам серії 4А (згідно стандартів), каталог яких наведений у [1, табл. 2 додатка, с. 151]. Менш бажаним є використання двигунів старих серій А2, АО2 та АОП2 (згідно стандартів).
Потужність вибраного електродвигуна має бути максимально наближеною до обчисленого значення . При цьому можливе пере вантаження двигуна не повинно перевищувати 10%, а його недовантажен ня – 20%.
Внаслідок великого діапазону значень частоти обертання може трапитись, що в даному випадку підходить кілька двигунів з різ ними частотами обертання. При індивідуальному та дрібносерійному виробництві найбільш вигідним є порівняно тихохідний двигун, що зможе забезпечити найменшу масу, габарити та вартість привода.
У більшості випадків для приводів, що не мають черв’ячної пере дачі, вибирають електродвигун із синхронною частотою обертання 1000 або 1500 хв-1 іноді 750 хв-1, для приводів, що мають черв’ячну передачу - 3000 хв-1.
Вибравши двигун, треба записати його тип (позначення), номі нальну потужність і номінальну частоту обертання , а потім зняти форму його контуру на кальку і скласти таблицю розмірів, які необхідні для креслень загального вигляду привода (аркуш 1).
2.2. Загальний розрахунок привода [1, п. 1.5, с.18]
Загальний розрахунок привода складається з наступних етапів.
1. Визначення фактичного значення загального передаточного числа:
. (2.10)
2. Загальне передаточне число розподіляємо між окремими передачами.
Розбиття загального передаточного числа робиться так, щоб добуток окремих передаточних чисел згідно з формулою (2.8) дорівнював знайденому значенню і або відрізнявся від нього не більш як на 3%. При цьому маємо на увазі дві обставини:
Стандартні значення передаточного числа для зубчастих передач (згідно з існуючими стандартами)
|
1 – й ряд |
2,00 |
2,50 |
3,15 |
4,0 |
5,0 |
6,3 |
|
2 – й ряд |
2,24 |
2,80 |
3,55 |
4,5 |
5,6 |
7,1 |
б) у багатоступінчастих циліндричних зубчастих редукторах для поліпшення умов мащення перша (швидкохідна) ступінь повинна мати найбільше передаточне число, а остання (тихохідна) – найменше.
3. Визначення потужності на окремих валах привода.
Потужність на довільному -му валу може бути визначена за співвідношенням
(2.11)
де - ККД окремих елементів привода, що передують -му валу (включаючи ККД підшипників, на які цей вал спирається). При цьому припускається, що відлік ведеться від електродвигуна.
Для практичних розрахунків (2.11) зручніше подати в рекурентній формі:
(2.12)
де - добуток ККД окремих елементів привода, розміщених між і-м та - м валами (разом з підшипниками, що підтримують - й вал).
Крім того, якщо між - м та - м валами є яка-небудь передача з ККД , то з (2.12) набуде вигляду:
(2.13)
де - ККД однієї пари підшипників.
Якщо - й та - й вали розміщені співвісно і з’єднані муфтою, ККД якої дорівнює , то:
(2.14)
У разі розподілу силового потоку на дві паралельні вітки враховуються ККД елементів привода на одній з них. У цьому випадку формули (2.11) і (2.12) дають сумарну потужність на обох вітках.
Якщо розподіл силового потоку відбувається передаванням потужності з одного ведучого вала на два ведені (теми 11, 1З), потужність на кожному з ведених валів дорівнюватиме половині потужності, визначеної за формулами (2.11) або (2.12).
Частота обертання довільного - го вала, :
(2.15)
де: і1 і2 …іі-1 - добуток передаточних чисел передач, що передують - му валу.
Формулу (2.15) можна також записати у вигляді, :
(2.16)
де іі - 1 - передаточне число передачі, розміщеної між - м та - м валами. Якщо між цими валами немає ніякої передачі, то іі-1 = 1 і .
Крутні моменти на окремих валах привода, Н.м:
(2.17)
де - потужність на - му валу, кВт; - частота обертання - го вала, .
Загальний розрахунок привода закінчують складанням зведеної таблиці величин та (табл.2.2)
Таблиця 2.2
Зведена таблиця
Номер вала |
Розраховані параметри |
||
|
, кВт |
, |
,Н.м |
|
|
1 |
… |
… |
… |
|
2 |
… |
… |
… |
|
… |
… |
… |
… |
п |
… |
… |
… |
Якщо на валу електродвигуна закріплено ведучий шків пасової передачі, цей вал вважається першим. В інших випадках як перший вал можна розглядати вхідний вал редуктора.
3. РОЗРАХУНОК ПЕРЕДАЧ
3.1 Розрахунок зубчастих і черв’ячних передач.
Передбачається, що всі зубчасті та черв’ячні колеса мають нульо ве зміщення. Розрахунки ведуть за скороченою схемою: вилучають перевірні розрахунки за піковими навантаженнями, а також розрахунки за критеріями працездатності, для яких виконано проектувальні розра хунки.
Перед початком розрахунків необхідно вибрати матеріали для від повідних передач і спосіб термообробки (з урахуванням вихідних да них, наведених у завданні). При цьому користуються рекомендаціями [1 (для зубчастих передач – 3, 4, с. 49-54, для черв’ячних передач – 3, 6, 7, с. 70, 71].
3.1.1. Розрахунок закритих прямозубих циліндричних зубчастих передач.
І етап. Проектувальний розрахунок на контактну витривалість. Цей розрахунок виконують відповідно до стандартів і поля гає він у визначенні за відомим допустимим контактним напруженням одного з лінійних параметрів, що визначає контактну витривалість зубів – діаметра початкового кола шестерні , або міжосьової відстані .
У [1, с. 116] наведений варіант розрахунку, пов'язаний з визначенням діаметра , (при внутрішньому зачепленні і+1 необхідно замінити на і-1). Величини Кd, КН і , що вхо дять у формулу, визначають згідно з [1, п. 3.6.3]. Крутний мо мент підставляють у ньютонах на міліметр. Коефіцієнт ширини зубчастого вінця за діаметром d визначають за співвідношенням:
(3.1)
де і - передаточне число зубчастої передачі; - коефіцієнт ширини зубчастого вінця по міжосьовій відстані; - ширина зубчастого колеса.
Знак “+” у (З.1) належить до зовнішніх, а “-” – до внутрішніх зачеплень.
Коефіцієнт стандартизований. Стандартні значення , що можуть бути використані в даному проекті, становлять: 0,200; 0,250; 0,315; 0,400; 0,500; 0,630.
Рекомендується брати такі значення цього коефіцієнта:
для зубчастих коліс з поліпшених сталей при несиметричному розміщенні = 0,315...0,4;
для зубчастих коліс із загартованої сталі = 0,25...О,315;
за симетричного роз міщення зубчастих коліс відносно опор = 0,4...0,5.
Замість діаметра на даному етапі розрахунку можна визначити міжосьову відстань, мм:
, (3.2)
де - узагальнений коефіцієнт, що враховує властивості матеріалу, режим навантаження та геометричні параметри зачеплення (для прямозубих передач = 495); - крутний момент на валу веденого колеса, Н.м; - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця; - допустиме контактне напруження, МПа.
У формулі (3.2) знак “+” належить до зовнішніх, а знак “-” до внутрішніх зачеплень. Величини та знаходять згідно з [1, п. 3.6.3].
Знайдене значення округляється (як правило, в бік збільшен ня) до найближчого стандартного значення (табл. З.1).
Таблиця 3.1
Стандартні значення міжосьової відстані а, мм (згідно з існуючими стандартами)
|
1-й ряд |
40 |
50 |
63 |
80 |
100 |
125 |
160 |
200 |
250 |
315 |
400 |
|
2-й ряд |
- |
- |
71 |
90 |
112 |
140 |
180 |
225 |
280 |
355 |
450 |
У разі роздвоєння силового потоку без зміни кількості валів (теми 6, 9) значення крутного моменту, здобуті в процесі загального розрахунку привода, при підстановці у формулу для або , слід розділити навпіл.
II етап. Визначення основних параметрів передачі.
Цей етап розрахунку виконується в такому порядку.
1. Визначення міжосьової відстані
(3.3)
(знак “+” належить до зовнішніх, а знак “-” – до внутрішніх зачеп лень).
Здобуте значення округлюють у бік збільшення до найближчого стандартного значення (див. табл. З.1).
Якщо на 1 етапі розрахунку було визначено не діаметр , а міжосьову відстань , п. 1 автоматично виключається.
2. Вибір модуля зачеплення згідно із співвідношенням
(3.4)
Модуль вибирають поміж стандартних значень, наведених у табл. 3.2. При цьому слід мати на увазі, що більші значення моду ля зачеплення забезпечують підвищену міцність і витривалість зубів при згині.
Таблиця 3.2
Стандартні значення модуля зачеплення т, мм, для зубчастих передач (згідно з існуючими стандартами)
|
1-й ряд |
1,0 |
1,25 |
1,5 |
2 |
2,5 |
3 |
4 |
5 |
6 |
8 |
10 |
12 |
|
2-й ряд |
1,125 |
1,375 |
1,75 |
2,25 |
2,75 |
3,5 |
4,5 |
5,5 |
7 |
9 |
11 |
14 |
Проектування зубчастих і черв’ячних передач з нестандартними модулями не допускається.
3. Визначення кількості зубів на зубчастих колесах.
Насамперед обчислюють сумарну кількість зубів для передач із зовнішнім зачепленням або різницю кількостей зубів для передач із внутрішнім зачепленням:
(3.5)
Якщо величина або , обчислена за формулою (3.5), виявиться дробовою, її округлюють до найближчого цілого числа. Потім визначають кількість зубів шестірні:
(3.6)
де, як і раніше, знак “+” належить до зовнішніх, а знак “-” – до внутрішніх зачеплень.
Знайдене значення округлюють до найближчого цілого числа. Необхідно, щоб дотримувалась умова
, (3.7)
де при коефіцієнті зміщення .
У разі недотримання умови (3.7), слід зменшити модуль т і по вторити обчислення за формулами (3.5) і (З.6).
Кількість зубів веденого колеса:
для передач із зовнішнім зачепленням
, (3.8)
для передач з внутрішнім зачепленням
. (3.9)
Якщо значення обчислене за формулою (3.6), було дробовим, після визначення треба уточнити передаточне число і згідно з формулою
. (3.10)
4. Уточнення міжосьової відстані і визначення ширини веде ного колеса і шестірні , відповідно:
(3.11)
(3.12)
(3.13)
У формулу (3.11) підставляють стандартне значення модуля m. Отримані значення і округлюють до цілих міліметрів.
5. Обчислення ділильних діаметрів , , діаметрів виступів , , і діаметрів западин , для шестірні та веденого колеса:
Ш етап. Перевірний розрахунок на витривалість при згині. Виконується відповідно до стандартів за формулами (3.17), (3.17/) та (3.25/) з [1]. Величини, що входять до цих формул, визначають згідно з вказівками п. 3.6.5. Якщо хоча б одна з нерівностей (3.17)-(3.17/) [1] не задоволь няється, слід вибрати для зубчастих коліс більш міцний матеріал або інший вид термообробки, або збільшити модуль зачеплення, після чого розрахунок слід повторити.
3.1.2. Розрахунок закритих косозубих і шевронних циліндричних зубчастих передач.
І етап. Проектувальний розрахунок на контактну витривалість.
Виконається так само, як для прямозубих циліндричних передач. Коефіцієнт ва для шевронних передач беруть в 1,4...1,7 рази біль шим, ніж для прямо- й косозубих передач. При розрахунку за формулою (3.2) коефіцієнт становить 430.
П етап. Визначення основних параметрів передачі.
Виконується в такій послідовності:
За аналогією з відповідним пунктом розрахунку прямозубих передач.
Виконують так само, як і вибір модуля зачеплення для прямозубих передач, з допомо гою співвідношення (3.4) і даних табл. 3.2.
3. Визначення кута нахилу зубів і кількості зубів на зубчастих колесах.
Перед цим на окремих колесах обчислюють сумарну кількість зубів для передач із зовнішнім зачепленням або різницю кількості зубів для передач з внутрішнім зачепленням:
(3.17)
де – кут нахилу зубів.
Кут має бути в таких межах:
для косозубих коліс:
;
для шевронних коліс:
.
Конкретне значення кута з точністю до 1/ (або до однієї сотої градуса) вибирають так, щоб права частина рівності (3.17) була цілим числом. При додержанні цієї вимоги знайдене значення міжосьової відстані буде остаточним.
Потім за (З.6) визначають кількість зубів шестірні і в ра зі необхідності округлюють до найближчого цілого числа. Перевіряють умову (З.7):
в якій величину беруть з [1, табл. 3.3, с. 58] при .
У разі недодержання умови (3.7), слід вибрати для нормального модуля менше стандартне значення і повторити обчислення до отримання нового значення .
Кількість зубів веденого колеса , як і для прямозубих пере дач, визначають за формулою (3.8) або (З.9). Після визначення , якщо це необхідно, уточнюють передаточне число і згідно з формулою (3.10).
4. Обчислення торцевого (колового) модуля зачеплення
(3.18)
5. Визначення за допомогою формул (3.12), (3.13) ширини веденого коле са вк і шестірні .
6. Обчислення ділильних діаметрів , , діаметрів виступів , , і діаметрів западин , :
ІІІ етап. Перевірний розрахунок на витривалість при згині.
Виконують аналогічно розрахунку прямозубих циліндричних передач. Відмінності у визначенні окремих коефіцієнтів указані в [1, п. 3.6.5. с. 76-79].
3.1.3. Розрахунок закритих прямозубих конічних зубчастих передач
І етап. Проектувальний розрахунок на контактну витривалість.
Виконують з допомогою [1, (3.20'), с. 70]. Величини, що входять до цієї формули, знаходять згідно з вказівками [1, с. 3.6.7, с. 80-82]. Крутний момент на валу конічної шестірні вимірюєть ся в ньютонах на міліметр. У результаті розрахунку визначають зов нішній ділильний діаметр шестірні .
ІІ етап. Визначення основних параметрів передачі.
Виконують у такій послідовності:
1. Обчислення зовнішньої конусної відстані:
, (3.22)
де - кут між віссю та твірною ділильного конуса шестерні, зв’я заний з передаточним числом співвідношенням
, (3.23)
2. Вибір зовнішнього модуля зачеплення згідно з наближе ною рівністю:
. (3.24)
Конкретне значення модуля вибирають поміж стандартних значень, наведених у табл. 3.2.
3. Визначення кількості зубів на зубчастих колесах. Кількість зубів конічної шестерні:
. (3.25)
Знайдене значення округлюють до найближчого цілого числа.
Перевіряють умову (3.7):
.
У разі недотримання її слід зменшити модуль і повторити обчис лення за (3.25).
Кількість зубів веденого конічного колеса:
. (3.26)
У разі потреби округлюють до найближчого цілого числа. Після знаходження згідно з (3.10) уточнюють передаточне число:
,
а згідно з (3.23) - уточнюють кут .
4. Визначення уточнених значень зовнішніх ділильних діамет рів і зовнішньої конусної відстані :
(3.27)
(3.22’)
5. Обчислення ширини зубчастого вінця:
(3.28)
де = 1/4...1/3 - коефіцієнт ширини вінця, вибраний на першому етапі розрахунку.
6. Обчислення середнього модуля зачеплення і середнього ділильного діаметра шестерні :
(3.29)
Ш етап. Перевірний розрахунок на витривалість при згині.
Виконують з допомогою (3.22), (3.22') та (3.25') з [1, с. 70-71]. При цьому в (3.22) під розуміється середній модуль , а в (3.25) під - середній ділильний діаметр . Інші вели чини, що входять в указані формули, визначають відповідно до реко мендацій [1, п. 3.6.7].
3.1.4. Розрахунок відкритих прямозубих конічних зубчастих передач
І етап. Проектувальний розрахунок на витривалість при згині.
Проводять за (3.23') [1, с. 70] Величини, що входять у цю формулу, знаходять згідно з вказівками п. 3.6.7 [1, с. 80-82].
Кількість зубів шестірні беруть у межах 17...22. Крутний мо мент вимірюють у ньютонах на міліметр.
У результаті розрахунку визначають зовнішній коловий модуль зачеплення . Здобуте зна чення округлюють (у бік збільшення) до найближчого стандартного значення з табл. 3.2.
П етап. Визначення основних параметрів передачі.
Виконують у такій послідовності:
1. Визначення кількості зубів веденого колеса.
У разі необхідності знайдене значення округлюють до най ближчого цілого числа, після чого уточнюють передаточне число згід но з формулою
.
2. Обчислення зовнішніх ділильних діаметрів за формулою (З.27).
3. Визначення кутів ділильних конусів:
4. Знаходження зовнішньої конусної відстані за (3.22) і ширини зубчастого вінця за (3.28) (див. п. 3.1.3).
Інші параметри конічної зубчастої передачі можна знайти згід но з [1, табл. З.9].
3.1.5. Розрахунок черв’ячних передач.
У черв’ячних передачах усі розрахунки на витривалість виконують тіль ки для зубів черв’ячного колеса, оскільки витривалість гвинтового виступу черв’яка набагато більша.
І етап. Проектувальний розрахунок на контактну витривалість виконують за (3.75) і табл. 3.26 [1]. Величини, що входять у цю формулу, знаходять згідно з вказівками [1, п. 3.7.9] . Перед розрахунком необхідно знати кількість зубів черв’ячного колеса та відносний діаметр черв’яка .
Для величини існують такі рекомендації:
Оскільки кількість зубів черв’ячного колеса і кількість заходів черв’яка пов’язані співвідношенням
,
їх практично доводиться добирати одночасно. Кількість заходів , може дорівнювати 1, 2, З або 4. Багатозахідні черв’ячні передачі мають більш високий ККД.
Відносний діаметр черв’яка , де т - осьовий модуль черв’яка, який повинен мати одне із стандартних значень: 6,3; 7,1; 8,0; 9,0; 10,0; 11,2; 12,5; 14; 16. Менші значення збільшують ККД передачі, але знижують жорсткість черв’яка. Мінімальне значення = 0,212. Крутний момент підставляють у формулу в ньютонах на міліметр.
У результаті розрахунку за (3.75/) [1] визначають міжосьову відстань .
П етап. Визначення основних параметрів передачі.
Виконують у такій послідовності:
1. Визначення осьового модуля черв’яка:
(3.30)
Отримане значення округлюють до найближчого стандартного значення осьового модуля черв’яка (2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5; 16 мм).
2. Обчислення ділильних діаметрів черв’яка і черв’ячного колеса :
3. Уточнення міжосьової відстані:
. (3.33)
4. Обчислення кута підйому гвинтової лінії черв’яка:
. (3.34)
5. Визначення (у разі необхідності) інших параметрів черв'яч ної передачі відповідно до [ 1, табл. 3.23, с. 84].
ІІІ етап. Перевірний розрахунок на витривалість при згині. Виконують за допомогою [1, (3.77), табл. 3.26 ] з урахуванням вказівок, наведених в [ 1, п. 3.7.9.]. У разі необхідно вибрати (якщо це можливо) більш міцний матеріал зубчастого вінця або збільшити модуль т з одночасним збільшенням габаритів передачі.
3.2. Розрахунок пасових передач
3.2.1. Проектувальний розрахунок плоскопасових передач.
Припускаємо, що передача, яка проектується - відкрита, без натяжного ролика, паси прогумовані типу А (нарізні). Розрахунок виконуємо згідно з [2] в такій послідовності:
1. Визначення діаметрів шківів.
Діаметр меншого шківа , знаходять за (2.1) [1] або за фор мулою, мм:
, (3.35)
де Т1 - крутний момент на валу ведучого шківа, Н·м.
Діаметр більшого шківа обчислюють за (2.2) [1] або за формулою, мм:
,
де і – передаточне число пасової передачі; – відносне ковзання паса (для плоскопасових передач = 0,01).
Отримані діаметри округлюють до найближчих стандартних значень (50, 63, 70, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 280, 320, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900 або 1000 мм, згідно з табл. 2.4 [1]). Після цього уточнюють передаточне число пасової передачі згідно з (2.3) [1]:
.
де п1 – частота обертання ведучого шківа, ; dР1 – беруть в міліметрах.
3. Вибір міжосьової відстані а з урахуванням (2.5) [1].
4. Перевірка кута обхвату 1 на меншому шківі за (2.10) [1]:
.
Обчислене значення має бути не менше від 150°. При недодержан ні цієї умови треба або збільшити а, або ввести натяжний ролик.
.
Якщо ця умова не виконується, довжину паса треба збільшити до значення, що випливає з (2.8) [1].
7. Вибір питомої сили попереднього натягу паса , що припа дає на одиницю ширини однієї прокладки, на основі рекомендацій, наведених у [1, с. 19].
8. Визначення номінального питомого колового зусилля паса за стандартних умов роботи залежно від діаметра меншого шківа і прийнятої кількості прокладок і з допомогою табл. 2.5 [1].
9. Обчислення допустимого питомого колового зусилля [] за розрахункових умов роботи за (2.12) і табл. 2.6-2.9 [1].
10. Визначення необхідної ширини паса за (2.13) [1] .
Отриману ширину паса округлюють до найближчого стандартного значення [1, табл. 2.1] з перевіркою відповідності між шириною і кількістю прокладок і. У разі їх невідповідності повторюють роз рахунок, взявши іншу кількість прокладок або інший діаметр .
11. Визначення зусилля від попереднього натягу паса за (2.11).
12. Обчислення сили тиску шківа на вал за (2.14).
13. Визначення розмірів шківів. Ширину обода шківа виби рають за шириною паса з допомогою даних табл. 2.10 [1]. Стрілу опуклості шківа знаходять з табл. 2.4 [1].
Розміри спиць, товщину обода, діаметр і довжину маточини шківа визначають за (2.16), (2.18), (2.19), (2.21) та (2.22) [1, с. 22].
3.2.2 Проектувальний розрахунок клинопасових передач
Розрахунок виконують з допомогою [1] у такій послідовності.
1. Визначення типу клинового паса (О, А, Б, В, Г, Д або Е) та мінімального розрахункового діаметра меншого шківа . Тип паса і значення знаходять з табл. 2.12 [1, с. 26] залежно від крутного моменту на швидкохідному валу.
2. Визначення розрахункових діаметрів шківів.
Для меншого шківа:
Діаметр більшого шківа визначають за (2.2) [1], в якій замість d1 та d2 підставляють величини dр1 та dр2, при цьому .
Отримані значення діаметрів округлюють до найближчих стандартних значень згідно стандартів (табл. 2.4) [1]. Після цього за (2.3) [1] уточнюють передаточне число і.
3. Обчислення швидкості пасів за формулою (2.4) із заміною d1 на dp1.
4. Попередній вибір міжосьової відстані згідно з (2.23) або з рекомендаціями, табл. 2.14 [1].
5. Перевірка кута обхвату , на меншому шківі за (2.10) [1] із заміною d1, d2 на dp1, dp2. Якщо , слід збільшити відстань або встановити натяжний ролик.
6. Визначення необхідної довжини паса за (2.6) із заміною d1, d2 на dp1, dp2. Отримане значення округлюють до стандартного [1, с. 26 ].
7. Перевірка умови довговічності паса. Виконують за (2.7) [1] при . У разі недодержання цієї умови треба збільшити міжосьову відстань і повторити п. 6 та 7 розрахунку.
8.Уточнення міжосьової відстані за (2.9) [1, с. 19] .
9. Визначення за (2.24) [1] потужності, що допускається на один клиновий пас.
10. Розрахунок за (2.25) і (2.26) [1] необхідної кількості пасів . Величина має бути в межах 2...8. При порушенні цієї умови слід змінити тип паса і весь розрахунок повторити.
11. Обчислення сили попереднього натягу одного клинового паса за (2.28) [1].
12. Обчислення за (2.29) [1] зусилля, що діє на валу.
1З. Визначення розмірів шківів за формулами, наведеними в [1, с. 31 і 34 ] .
3.8 Розрахунок ланцюгових передач.
Виконують за [1] у такій послідовності.
Роликові ланцюги використовують при швидкості до 20 м/с, зубчасті - при 20...35 м/с, але вони можуть застосовуватись і при меншій швидкості.
2. Вибір кількості зубів меншої зірочки згідно з даними табл. 2.25 [1] і залежно від типу ланцюга та передаточного числа.
3. Обчислення кількості зубів більшої зірочки
. (3.36)
У разі необхідності отримане значення округлюють до цілого числа, після чого визначають уточнене значення передаточного числа
. (3.37)
4. Визначення коефіцієнта експлуатації за вказівками, наведеними в [1, с. 42 ].
5. Вибір кроку ланцюга t. Для роликових ланцюгів визначають за (2.52) [1] в яку значення [р] підставляють в Н/мм2 (МПа), а коефіцієнт (у припущенні однорядного ланцюга) дорівнює 1. Отримане значення округлюють до найближчого стандарт ного значення [1, табл. 6 додатку].
Дня зубчастих ланцюгів величину на даному етапі розрахунку визначають орієнтовно, з урахуванням максимально допустимих значень, наведених в [1, табл. 2.26]. У першому наближенні можна взяти або 15,88 мм.
6. Розрахунок середньої швидкості ланцюга за (2.38) [1].
7. Визначення необхідної кількості рядів роликового ланцюга або ширини зубчастого ланцюга:
(3.38)
де - потужність передачі, кВт; [р] - допустимий тиск у шарнірах, Н/мм2 (МПа), беруть з табл. 2.28 [1, с. 42]; - відповідно діаметр валика та ширина однорядного ланцюга, мм [1, табл. 6 додатку].
Отримане значення округлюють у бік збільшення до найближчого цілого числа. У разі крок ланцюга слід збільшити і повторити розрахунок.
Необхідну ширину зубчастого ланцюга обчислюють за (2.55) [1]. Отримане значення округлюють в бік збільшення до стандартного значення [1, табл. 7 додатку).
8. Вибір міжосьової відстані а. Рекомендовані значення
а = (30…50); (3.39)
максимальне та мінімальне значення а становлять:
; (3.40)
(3.41)
де – діаметри виступів зірочок:
для роликових ланцюгів:
, (3.42)
для зубчастих ланцюгів:
. (3.43)
9. Перевірний розрахунок за запасом міцності п виконують за (2.47), (2.54) з урахуванням рекомендацій [1, с. 41-42]. Для багаторядних роликових ланцюгів руйнівне навантаження і масу 1 м ланцюга можна наближено вважати пропорцій ними кількості рядів.
Допустимі запаси міцності [n] для роликових ланцюгів наведені в [1, табл. 2.З0]. Для зубчастих ланцюгів [n] =20...25.
10. Визначення необхідної кількості ланок ланцюга та уточненої міжосьової відстані . Виконують за (2.40) і (2.41) [ 1, с. 41].
11. Обчислення сили тиску ланцюга на вали:
, (3.44)
де - колова сила по зірочці; Т - крутний момент; - ділильний діаметр зірочки, пов’язаний з кількістю її зубів і кро ком ланцюга співвідношенням:
; ( 3.45)
- коефіцієнт, що враховує розміщення ланцюгової передачі (для горизонтальної передачі = 1,15, для вертикальної = 1,05).
12. Визначення розмірів зірочок. Ділильні діаметри зірочок знаходять за (3.45), діаметри виступів – за (З.42) або (З.43) да них методичних рекомендацій. Інші розміри можна визначити згідно з [ 1, с. 49]: для передач з роликовими ланцюгами - з табл. 2.32, для передач із зубчастими ланцюгами - з табл. 2.33.
4 КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА.
4.1. Компоновка редуктора
Виконують на міліметрівці відповідно до рекомендацій пп. 4.2.2 і 4.2.3 [1, с. 134-168]. Масштаб компоновочного креслення редуктора має бути досить великим, найкраще 1:1.
4.2. Розрахунок валів
У курсовому проекті необхідно виконати:
4.2.1. Статичний розрахунок на крутіння зі згином
1. Складання розрахункової схеми вала [1, п. 5.1.1, с. 169-171] .
2. Визначення зусиль, що передаються на вал через закріплені на ньому деталі.
Для деталей зубчастих і черв’ячних передач зусилля визначають згідно з табл. 5.2 [1, с. 172]. Для деталей пасових і ланцюгових передач ці зусилля знаходять у процесі розрахунку від повідних передач.
3. Побудова епюр згинальних моментів у двох взаємно перпендикулярних площинах, результуючих згинальних моментів, крутних і зве дених моментів. Виконують згідно із загальними правилами опору ма теріалів. При цьому ординати епюри зведених моментів обчислюють за формулою (5.2) [1], в якій треба взяти . Приклади побудови епюр моментів для деяких конкретних випадків наведені в [1, рис. 5.3-5.11].
4. Визначення розрахункових діаметрів вала в характерних перерізах, мм:
, (4.1)
де Кп – відношення пускового моменту двигуна Мпуск до номінального моменту М (зазначено в завданні); - зведений момент у розглядуваному перерізі вала, Н·мм; [] - допустиме напруження вала на згин, МПа, беруть з табл. 4.1.
Таблиця 4.1
Допустимі напруження на згин для валів, [], МПа.
|
Джерело концентрації напружень |
Ді аметр, мм |
Марка сталей та термообробка |
|||
|
35, Ст5 |
45, Ст6 |
45, загартування |
40Х, 40ХН, загартування |
||
|
Деталь, посаджена з невеликим натягом |
30 50 100 |
80 65 60 |
85 70 65 |
90 75 70 |
95 80 75 |
|
Напресована деталь (без посилення вала) |
30 50 100 |
58 48 45 |
63 50 48 |
67 55 50 |
70 60 55 |
Галтель |
30 50 100 |
60 55 50 |
70 65 55 |
80 75 65 |
90 80 70 |
Діаметри валів, що працюють тільки на крутіння (вхідний і вихідний вали редуктора в темах 11 і 13), мм:
, (4.2)
де Т - крутний момент, Н·мм; [] - допустиме дотичне напруження вала при крутінні:
, (4.3)
Для таких валів розрахунок за (4.2) та (4.3) необхідно вико нувати вже на стадії компоновки редуктора.
Після закінчення статичного розрахунку конструюють вали згідно з п. 5.1.2 [1, с. 177-181].
4.2.2. Перевірний розрахунок валів на витривалість.
Виконують тільки після попереднього оформлення креслень валів згідно з рекомендаціями п. 5.1.3 [1, с. 181-185]. У разі недодержання умови (5.5) [1, с. 182] необхідно взяти для вала більш міцний матеріал або збільшити розміри його перерізів.
4.3. Розрахунок з'єднань
Розрахунку на міцність підлягають з’єднання, що передають крут ний момент з вала на деталь або у зворотному напрямі, - шпонкові та шліцеві (зубчасті) з’єднання.
4.3.1 Розрахунок шпонкових з’єднань
Вибір шпонок і перевірний розрахунок з’єднань на зминання викладено в п. 5.2.1 [1, с. 190-191]. Доцільно виконати, крім цього, додатковий перевірний розрахунок шпонок на зріз, МПа:
, (4.4)
де - розрахункове дотичне напруження; Т - крутний момент на ва лу, Н·мм; - розрахункова довжина шпонки; - ширина перерізу шпонки; - допустиме дотичне напруження шпонок на зріз (60...90 МПа).
4.3.2. Розрахунок шліцьових з’єднань.
Виконують згідно з п. 5.3.2 [1, с. 193-194].
4.4. Розрахунок підшипників.
4.4.1. Розрахунок підшипників кочення
При складанні компоновочної схеми редуктора або привода в ці лому підшипники вже були попередньо вибрані за діаметром вала. Тому даний розрахунок носить перевірний характер.
Підшипники кочення перевіряють за динамічною вантажопідйомністю згідно з п. 6.1.2 [1, с. 196-201] у такій послідовності.
1. Визначення еквівалентного навантаження Р за[1, (6.З), (6.4) або (6.5)]. Радіальне навантаження на підшипник , що входить в ці формули, не має нічого спільного з радіальною силою, що діє на дета лі зубчастих і черв’ячних передач. Величину тут слід розглядати як результуючу двох перпендикулярних до осі вала реакцій , , підшипника при згині вала у двох взаємно перпендикулярних площинах і обчислювати за формулою:
. (4.5)
2. Визначення вимоги на динамічну вантажопідйомність
, (4.6)
де - необхідна довговічність підшипників, млн. циклів:
, (4.7)
- чистий час роботи підшипника, год., який відповідає заданому строку служби привода; Р - показник степеня кривої втомленості, Р = 3 для шарикопідшипників і Р = 10/3 для роликопідшипників.
Для спрощення розрахунків в [1] є табл. 21 додатка, яка пов'я зує відношення з величиною та частотою обертан ня вала . При використанні цієї таблиці знаходимо:
, (4.8)
3. Зіставлення отриманого значення з фактичним значенням динамічної вантажопідйомності С, знайденим за каталогом підшипни ків [1, 3]. У разі треба замінити вибраний підшипник підшипником більш важкої серії.
4.4.2. Розрахунок підшипників ковзання.
Виконують за (17.2) і (17.3) [ 2, 17.3, с. 297 – 298] .
4.5. Вибір і перевірка муфт.
Стандартні муфти вибирають з допомогою каталогу або довідника щодо розрахункового крутного моменту і діаметрома вала.
Розрахунковий крутний момент:
, (4.9)
де - коефіцієнт запасу, що вибирають з табл. 7.1 [1] ; - номінальний крутний момент, який визначають при загальному розрахунку привода. Підібрані муфти підлягають перевірному розрахунку.
4.5.1. Пружні муфти.
Пружні муфти звичайно встановлюють між валом електродвигуна та вхідним валом редуктора. Найбільшого поширення набули муфти МПВП (муфти пружні втулково-пальцьові), які можна підібрати за табл. 36 додатка [1, с. 271]. Розміри пальців і втулок цих муфт наведені в [1, табл. З7 додатку].
Перевірний розрахунок муфт МПВП складається з розрахунку пальців на згин:
(4.10)
та розрахунку гумової втулки на зминання:
, (4.11)
де - діаметр пальців під гумовою втулкою; - кількість пальців; - діаметр кола розміщення центрів пальців; = 60...80 МПа -допустиме напруження на згин для пальців; - довжина втулки; = 2...4 МПа - допустиме напруження зминання для гуми.
Щоб отримати напруження в мегапаскалях, крутний момент у (4.10) та (4.11) необхідно підставляти в ньютонах на міліметр.
З інших пружних муфт поширені муфти з пружною тороподібною оболонкою, які можна підібрати за табл. 38 додатку [1, с. 272]. Піс ля добору муфти виконують перевірний розрахунок тороподібної оболон ки на крутіння. Розрахункова формула, з урахуванням реальних співвідношень між розмірами оболонки, МПа:
, (4.12)
де - максимальний діаметр оболонки, мм; [] - допустиме напруження оболонки на крутіння.
Для оболонок з гуми, що застосовують при 300 мм, = 0,45...0,5 МПа. Для гумових оболонок, армованих нитками корда (300 мм), []= 0,7...0,75 МПа.
4.5.2. Запобіжні муфти.
У машинобудуванні, як запобіжні, застосовують муфти з елементом, що руйнується, а також кулачкові, кулькові та фрикційні. Останні три типи муфт стандартизовані [4, с. З29-ЗЗ1]. Запобіжні муфти найчастіше встановлюються перед приводним валом, тобто валом, найбільш віддаленим від електродвигуна.
Розрахунковий крутний момент, за яким відбувається спрацьовування муфти:
, (4.1З)
де - номінальний крутний момент.
У муфтах із зрізними штифтами визначають необхідний діаметр штифтів:
, (4.14)
де - кількість штифтів; - коефіцієнт нерівномірності роз поділу навантаження між штифтами (при , при = 2...З = 1,2...1,З); - тимчасовий опір (границя міцності) штифтів на зріз; - тимчасовий опір штифтів на розтяг; - діаметр кола, на якому розміщені центри штифтів.
Для кулачкових і фрикційних запобіжних муфт після їх добору за каталогом [4, с. 330-331] виконують перевірний розрахунок. У кулачкових муфтах перевіряють зносостійкість (за тиском на ро бочих поверхнях кулачків) і міцність кулачків на згин [2, (19.9), (19.10)] - Перевірний розрахунок фрикційних муфт полягає лише в розрахунку на зносостійкість за (19.11) [2, с. 337]. Величини і , що входять у цю формулу, беруть з табл. 19.1 [2, с. 337], але при цьому їх збільшують на 20…30%.