МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ
«ТЮМЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»
ИНСТИТУТ ТРАНСПОРТА
Кафедра прикладной механики
ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
Методические указания по выполнению курсового проекта (работ) и
расчетно-графической работы по дисциплинам «Детали машин и основы
конструирования», «Основы проектирования», «Прикладная механика» для студентов всех специальностей и направлений всех форм обучения
Утверждено редакционно-издательским советом
Тюменского государственного нефтегазового университета
СОСТАВИТЕЛИ: к.т.н., профессор В.Н. Кривохижа,
ассистент С.Ю. Михайлов.
© ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ
ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
«Тюменский государственный нефтегазовый университет» 2012 г.
Введение
7. Задания на курсовой проект (РГР)
Приложения
Введение
Курсовой проект (работа) по дисциплине является одним из основных видов учебных занятий и формой контроля учебной работы студента.
Курсовое проектирование имеет большое значение в развитии самостоятельных навыков творческой работы студентов и определяет степень практического овладения теоретических курсов «Детали машин и ОК), «Основы проектирования», « Прикладная механика».
Курсовой проект является важной самостоятельной инженерной работой студента, охватывающей вопросы расчёта на прочность, жёсткость, износостойкость, долговечность и другие виды работоспособности деталей машин. Выполнение проекта неизбежно связано с использованием необходимой технической литературы, справочников и прикладных компьютерных программ по проектированию машин.
Целью курсового проектирования является приобретение практических навыков расчета, конструирования и выполнения рабочих чертежей.
При выполнении курсового проекта перед студентом ставятся задачи расчета и конструирования привода общего или специального назначения в соответствии с техническим заданием
Методические указания по выполнению курсовых проектов и РГР по дисциплинам « Детали машин и ОК», «Основы проектирования», «Прикладная механика» предназначены оказать помощь студентам в выполнении курсовых проектов (РГР) в соответствии с требованиями ЕСКД.
1. Выбор задания курсового проекта (РГР)
В данные методические указания включены 10 заданий на курсовое проектирование, которые содержат: кинематическую схему привода, график нагрузки, величины заданных параметров. Каждое из 10 заданий всех типов проектов содержит 10 вариантов
Каждый студент получает и выполняет индивидуальное задание в соответствии со своим шифром. Номер задания соответствует последней цифре шифра студента, а номер варианта – предпоследней.
2. Типовая структура и требования к содержанию разделов
Проект по курсу должен состоять из пояснительной записки объемом не менее 35-40 страниц рукописного или печатного текста на стандартных листах писчей бумаги формата А4 (210 х 297 мм 2) и чертежей.
В проекте по курсам « Детали машин и ОК», «Основы проектирования», для студентов механических и машиностроительных специальностей надлежит выполнить 2,5 листа чертежей формата А1 (594X841 мм 2), из которых один лист - установочный (общий вид привода), один лист - сборочный чертёж редуктора и 0,5 листа - рабочие чертежи двух деталей редуктора (зубчатое или червячное колесо, червяк, вал » т. п.).
Графическая часть курсового проекта с соблюдением требований ЕСКД выполняется карандашом на ватмане.
Возможно выполнение чертежей на компьютере с использованием программ компьютерной графики и с последующей распчаткой чертежа на плоттере.
При выполнении чертежей следует применять масштабы, установленные стадартом: 1:1, для уменьшения – 1:2; 1:2,5; 1:4 и т.д., для увнеличения- 2:1; 2,5:1; 4:1 и т.д.
В Расчетно- графической работе по курсу «Прикладная механика»
студенты выполняют графическую часть в объеме 1 листа чертежей формата А1 (сборочный чертеж редуктора)
Пояснительная записка начинается с титульного листа.
Введение.
1. Кинематический расчет привода.
2. Расчет ременной (цепной) передачи.
3. Расчет зубчатой передачи.
4. Эскизное проектирование.
5. Конструирование зубчатых колес.
6. Расчет соединений.
7. Подбор подшипников качения на заданный ресурс.
8. Конструирование корпусных деталей редуктора.
9. Расчет валов на сопротивление усталости и статической прочности.
10. Выбор смазочных материалов и системы смазки.
11. Расчет муфт.
12. Порядок сборки редуктора.
Список использованной литературы.
1) Определяется требуемая мощность и требуемая частота вращения вала электродвигателя и осуществляется выбор его по каталогу. При этом определяются: мощность на выходном валу привода рабочей машины; частные значения к.п.д. отдельных видов передач или других устройств, общий к.п.д., частота вращения приводного вала, передаточные числа передач.
Электродвигатель следует подбирать по каталогу чаще всего с номинальной мощностью, превышающей расчетную, но при этом допускается перегрузка до 8% при постоянной и до 12% при переменной нагрузке.
Кроме того, при выборе электродвигателя необходимо иметь в виду, что тихоходный электродвигатель при равной мощности тяжелее и больше по габаритам, чем быстроходный.
2) Определяется общее передаточное число привода и осуществляется его разбивка по ступеням передач с уточнением частных значений передаточных чисел.
3 Определяются частоты вращения и вращающие моменты на валах
Расчеты ременной (цепной) и зубчатой передач рекомендуется проводить с учетом примеров, приведенных в учебнике М.Н Иванов, В.А. Финогенов « Детали машин». Можно использовать Методические указания по расчету передач, разработанных преподавателями кафедры.
Раздел » Эскизное проектирование» должен состоять из следующих подразделов:
1.Проектные расчеты валов;
2. Выбор типа и схемы установки подшипников;
3. Составление компоновочной схемы
Эскизная компоновка редуктора выполняется с вычерчиванием в зацеплении рассчитанных передач, валов, подшипниковых узлов, размещенных в стенках корпуса, деталей, необходимых для предотвращения или ограничения осевого перемещения зубчатых (червячных) и устанавливаемых с учетом технологических зазоров.
Эскизная компоновка позволяет определить расстояния между опорами вала и между опорой и срединой ступицы муфты, шкива колеса, необходимые при составлении расчетных схем при проверке подшипников на ресурс и валов на усталостную прочность.
Пример эскизной компоновки конически-цилиндрического редуктора приведен на рис. 1
Рис.1 Пример эскизной компоновки конически-цилиндрического редуктора
В разделе «Подбор подшипников качения на заданный ресурс» необходимо составить расчетную схему и определить суммарные реакции в опорах и затем проверить выбранные подшипники на динамическую грузоподъемность.
Пример расчетной схемы при проверке подшипников на динамическую грузоподъемность ведущего вала двухступенчатого цилиндрического редуктора приведен на рис.2.
Рис.2 Пример расчетной схемы при проверке подшипников на динамическую грузоподъемность ведущего вала двухступенчатого цилиндрического редуктора
В разделе « Расчет шпонок» следует учесть, что стандартные призматические шпонки выбираются по окончательно принятым диметрам валов. Длина шпонок принимается с учетом ширины ступиц зубчатых (червячных) колес, шкивов, звездочек. Подобранные шпонки проверяются по напряжениям смятия.
Проверочный расчет вала на усталостную прочность заключается в определении запасов сопротивления усталости в опасном сечении и сравнении их с допускаемыми запасами..
На рис. 3 представлена в качестве примера расчетная схема ведомого вала цилиндрического редуктора с прямозубыми колесами, нагруженного вращающим моментом Т , окружной силой F t , радиальной F r и консольной силой, действующей на вал со стороны муфты, F M
Рис.3 Расчетная схема ведомого вала цилиндрического редуктора с прямозубыми колесами
4. Примерные нормы времени на выполнение работы
На один лист формата А1 отводится 20 часов работы студента из фонда »Самостоятельная работа студентов». Время, планируемое на пояснительную записку, входит в упомянутые выше 20 часов на лист, ибо записка готовится параллельно с выполнением листов.
5. Требования к оформлению работы
Пояснительную записку оформляют в соответствии с ГОСТ 2.106-96 на основе черновой записки, составленной в процессе проектирования.
Лицевую часть обложки пояснительной записки оформляют как титульный лист (прил.1). На всех листах пояснительной записки выполняется основная надпись для текстовых конструкторских документов (прил,2); на первых листах всех разделов- форма 2, на последующих листах – форма 2а.
Текстовая часть пояснительной записки выполняется на листах формата А4 с соблюдением полей: слева 25 мм, справа 10мм, сверху и снизу 20 мм.
В начале пояснительной записки приводят содержание, которое делится на разделы и подразделы. Каждый раздел должен иметь порядковый номер, обозначаемый арабскими цифрами (кроме содержания и списка литературы). Разделы могут содержать подразделы, разделенных точкой. Наименование разделов и подразделов записывают в виде заголовка строчными буквами (с прописной заглавной буквой. В конце названия разделов (подразделов) точка не ставится, например:
1. Кинематичекий расчет привода
Основной текст пояснительной записки должен содержать все расчеты, необходимые для выполнения проекта. Стиль изложения должен быть предельно точным, язык – строгим и простым. Изложение должно вестись от первого лица множественного числа. Например, нужно писать: принимаем, вычисляем и т.д.
Достаточная точность машиностроительных расчетов: для сил - в десятке чисел Н, для моментов - в десятых долях чисел Н∙м и для напряжений - в десятых долях чисел МПа; при этом 0,5 и больше считается за единицу, а меньшая дробь отбрасывается. Для линейных размеров в миллиметрах берут только целые числа, . Лишь в особых случаях нужна большая точность - до десятых и даже до сотых долей миллиметра, например, при конусах, винтовой нарезке и в профилировании зубьев.
При технических расчетах следует брать π = 3,14; π 2 = 10; g = 10 (если ускорение силы тяжести g в м/с 2); π/32 = 0,1; π/64 = 0,05; π/16= 0,2 и т. д.
Расчет рекомендуется писать как в целях облегчения проверки его самим автором или другим лицом, так и во избежание ошибок в такой форме: сначала должна быть написана формула в буквах; затем ту же формулу без всяких алгебраических преобразований пишут в цифрах; после этого пишется результат вычисления. Например, при определении делительного диаметра зубчатого колеса расчет следует писать так: d = z∙m = 5∙20 = 100 мм, где z - число зубьев а, a m - модуль зацепления. Расчет следует оформить с достаточно ясными заголовками, в определенном порядке, с необходимым пояснительным текстом, сопровождать эскизами рассчитываемых деталей, а также схемами сил и эпюрами моментов, действующих на эти детали.
Все расчетные формулы и уравнения записывают с перечнем и расшифровкой буквенных обозначений величин, размерностью. После записи и расшифровки формулы приводят материал по выбору или определению всех величин, входящих в данную формулу.
В случае повторения формулы в последующих расчетах записывать ее в общем виде и давать повторно расшифровку не следует, достаточно сослаться на страницу пояснительной записки, где раннее была приведена эта формула.
Приступать к вычерчиванию необходимо сейчас же, как только предварительный расчет даст достаточно данных для чертежа. Чертеж и расчет должны производиться параллельно, таким образом, чтобы расчет лишь немного опережал чертеж, иначе неизбежны ошибки, которые могут быть выявлены лишь впоследствии, что повлечет за собой большую потерю труда и времени. Поэтому следует придерживаться правила: все полученные расчетом размеры немедленно проверять путем нанесения их на чертеж.
При проектировании машин и их деталей и при выполнении чертежей необходимо руководствоваться ГОСТами на чертежи в машиностроении.
Однако рекомендованные ЕСКД упрощенные и условные изображения, как, например, для резьбовых деталей и подшипников качения, при учебном проектировании с учебно-методической точки зрения недопустимы, так как студенты должны изучить не только конструкцию и назначение деталей и узлов, но и взаимодействие их в машине.
Число проекций должно быть минимальным, но с тем условием, чтобы ясность в чертежах устройства машины, а также ее узлов и деталей была полная. В простейших случаях, например для тел вращения, достаточно двух проекций, а иногда даже одной. На машиностроительных чертежах особенно важны разрезы, выясняющие внутреннее устройство машины, ее узлов и деталей.
Масштаб чертежей по возможности должен быть выбран 1:1, при невозможности использования этого масштаба допускается меньший масштаб, выбираемый по ГОСТ 2.302-01..
На чертежах общих видов должны быть указаны размеры: габаритные; присоединительные (например, диаметры и длины выступающих концов валов и др.); характеризующие сборочную единицу (например, межосевые расстояния и др.).
На сборочном чертеже редуктора также должна быть приведена его техническая характеристика и технические требования по сборке, регулировке, испытаниям, консервации и т. д.
Чертежи сопровождаются спецификацией, которая относится к текстовым документам и оформляется на листах формата А4 в соответствии с ГОСТ 2. 108-68 (прил.3) Листы спецификации прикладывают к пояснительной записке.
Чертежи деталей должны быть вычерчены по возможности в натуральную величину в необходимом количестве проекций и с необходимыми разрезами. Чертежи деталей, имеющих малые размеры, рекомендуется выполнять в увеличенных масштабах. На чертеже каждой детали указывают: все необходимые для ее изготовления размеры; предельные отклонения размеров, формы и расположения поверхностей; шероховатость поверхностей: материал, предельные значения твердости.
На чертежах зубчатых, червячных колес и червяков (правом верхнем углу) должны быть приведены таблицы основных параметров, необходимых для изготовления и контроля.
Основная надпись на всех чертежах проекта выполняется в соответствии с формой 1 ГОСТ 2.104-90, которая представлена в прил.2.
Рекомендуется выполнение проекта в электронном виде с последующей распечаткой на принтере или плоттере. Минимальный формат распечатки чертежей в данном случае должен быть не менее А3 (297*420 мм 2). Студент на защите проекта должен иметь при себе дискеты с записью пояснительной записки в системе «Word”, графической части в системе «AutoCad» или «Компас» и выполнять в присутствии преподавателя необходимую корректировку чертежей в электронном виде
Более подробные указания по выполнению чертежей и пояснительной записки приведены в соответствующей литературе.
Примеры чертежей представлены на рис 4,5,6
Рис.4 Общий вид привода
Рис.5. Двухступенчатый цилиндрический редуктор
Рис. 6 Чертеж цилиндрического зубчатого колеса
6. Порядок защиты работы, критерии оценок
Выполненный курсовой проект рецензируется преподавателем кафедры, после чего допускается к защите на комиссии, назначенной заведующим кафедрой. На защите студент должен показать знания теории, должен уметь объяснить методику расчетов, выполненных в процессе проектирования, знать назначение и работу всех деталей узлов, определение действующих сил, напряжений в деталях, а также объяснить конструкцию разработанных им механизмов и узлов. Кроме того необходимо рассмотреть сборку и регулировку узлов и обосновать выбор условий смазки трущихся поверхностей. При защите курсового проекта по деталям машин нужно давать четкие ответы на такие вопросы, как определение действительных и допускаемых напряжений в различных сечениях вала; характер повреждения зубьев зубчатых и червячных колес; распределение напряжений в шпоночных и шлицевых соединениях; особенности расчета подшипников качения на динамическую грузоподъемность; обоснование выбора материала деталей, допусков и посадок, знаков шероховатости; обоснование выбора принятых коэффициентов запаса прочности и многие другие вопросы, относящиеся к курсу деталей машин и основам конструирования. Курсовой проект оценивается дифференцированной оценкой. При оценке проекта учитывается качество выполнения графической части, грамотность оформления пояснительной записки и правильность ответов на вопросы.
ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ (МАДИ)
В.Ф. Водейко
Детали машин
И основы конструирования
Учебно-методическое пособие
МОСКВА 2017
МОСКОВСКИЙ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНЫЙ
ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
В.В. ВОДЕЙКО
ДЕТАЛИ МАШИН
И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
Допущено УМО вузов РФ по образованию в области транспортных машин и транспортно-технологических комплексов в качестве учебно-методического пособия для студентов вузов, обучающихся по направлению подготовки бакалавров «Технология транспортных процессов»
2017 УДК 531.8.624.042
ББК 34.41.30.121
Рецензенты:
проф. каф. «Технология конструкционных материалов» МАДИ,
д-р техн. наук, проф. Чудина О.В.
доц. кафедры строительных конструкций МАДИ,
канд. техн. наук, доц. Иванов-Дятлов В.И.
Водейко В.Ф.
Н624 Детали машин и основы конструирования. Учебно-методическое пособие.- М.: МАДИ, 2017 - 198 с.
В настоящем учебно-методическом пособии изложены принципы расчета на прочность элементов зубчатых передач, а именно, цилиндрических, конических, планетарных, червячных, исходя из основных критериев их работоспособности. Приведены принципы рационального выбора конструкционных материалов и их термической или химико-термической обработки деталей, которые работают в условиях переменных внешних нагрузок.
В пособие включены вопросы (методы) расчета плоскоременных и клиноременных передач с использованием кривых скольжения, а также расчеты на прочность разъемных и неразъемных соединений. Приведены расчеты валов на прочность, их классификация, виды повреждений и методика выбора подшипников качения в условиях действия радиальных и осевых нагрузок с учетом эксплуатационных, технологических и экономических требований. Имеется краткое описание конструкций соединительных муфт, их свойства и применение в машиностроении.
УДК 531.8:624.042
ББК 34.41:30.121
Предисловие
Предлагаемое учебно-методическое пособие подготовлено автором, в течение многих лет работающим на кафедре «Детали машин и теории механизмов» МАДИ. Материал пособия базируется на систематизации основных сведений по теоретическим вопросам проектирования машин на примерах деталей общего назначения: передач, соединений, муфт и других. Приведены практические рекомендации их расчета и конструирования.
Пособие отражает многолетние традиции отечественной инженерной школы конструирования не только общего, но и специального механического оборудования - двигателей внутреннего сгорания и других систем.
Одним из ярких представителей инженерной школы является Заслуженный деятель науки и техники РСФСР, д.т.н., профессор Георгий Сергеевич Маслов, который много лет был заведующим кафедрой МАДИ и членом нескольких научно-технических советов. В том числе Центрального института авиационного моторостроения (ЦИАМ).
При написании данного пособия была поставлена цель – дать студентам в сжатой и доступной форме базовые знания о творческом процессе создания современных конструкций машин и механизмов, отвечающих ряду противоречивых требований: таких, как прочность и легкость, надежность и долговечность, технологичность и минимальная стоимость.
Cправочные данные о выпускаемых промышленностью редукторах, выборе геометрии деталей и их материалов, а также расчетных зависимостей, необходимых для курсового проектирования, представлены в списке литературы.
Настоящее пособие в значительной степени адаптировано для самостоятельной работы студентов и, особенно, студентов вечерней формы обучения.
Глава 1. Введение в курс «Детали машин и основы конструирования».
1.1. Задачи и содержание курса «Детали машин и основы конструирования»
Основная задача курса - изучение методов инженерных расчетов и проектирования на базе типовых элементов машин. Типовыми называются детали и узлы, входящие в состав большинства машин: соединения (сварные, резьбовые, шлицевые), передачи (зубчатые, червячные, ременные, цепные и др.), элементы передач (валы, подшипники, муфты).
Специальные элементы машин, применяемые в отдельных группах машин и определяющие их специфику (двигатели внутреннего сгорания, гидравлические машины) изучаются в специальных курсах, но общие методы расчета и проектирования, изучаемые в курсе «Детали машин и основы конструирования», распространяются и на специальные элементы машин.
Общая классификация деталей машин.
Передачи – механизмы, предназначенные для передачи энергии с одного вала на другой, как правило, с увеличением или уменьшением их угловых скоростей и соответствующим изменением крутящих моментов.
Детали , обслуживающие вращение (детали передач).
Соединения служат для изготовления машин из различных деталей, вызываются необходимостью соединения их между собой.
Передачи.
Машина состоит из двигателя, передачи, исполнительного механизма и системы управления.
Двигатели, исполнительные механизмы и элементы управления имеют много специфического и изучаются в специальных курсах. Наиболее общей частью всех машин является передача. Она служит для передачи движения от двигателя к исполнительному механизму, изменения скорости, направления и характера движения, изменения и распределения крутящего момента и др. функций.
В современном машиностроении применяются механические, гидравлические, электрические и пневматические передачи. В курсе «Детали машин и основы конструирования» рассматриваются механические передачи, которые имеют наибольшее распространение. Они широко применяются как отдельно, так и в составе гидромеханических, электромеханических и других сложных передач.
В свою очередь механические передачи разделяются на:
1. Передачи зацеплением;
2. Передачи трением.
Передачи могут быть с постоянным передаточным числом (редукторы, ускорители) и с переменным передаточным числом (коробки перемены передач и др.).
Редукторы более распространены, чем ускорители.
Коробки передач могут быть со ступенчатым и бесступенчатым регулированием передаточного числа (автоматические).
Исходные параметры, характеризующие кинематику и динамику передачи: N д,n д,u,η . (рис 1).
Другие, интересующие конструктора параметры, являются производными:
Основные направления развития механических передач:
1. повышение и расширение диапазона передаваемой мощности и скорости;
2. повышение надежности и долговечности;
3. повышение КПД, снижение массы и габаритов;
4 расширение автоматизации работы и управления.
Зубчатые передачи. Основные достоинства:
1. высокая нагрузочная способность;
2. надежность и высокий КПД;
3. постоянство передаточного числа и широкий диапазон его изменения;
4. возможность передавать большие мощности и иметь большую частоту вращения;
5. компактность, малые нагрузки на валы и опоры.
Недостатки зубчатых передач:
1. потребность в высокой точности изготовления и монтажа для снижения вибраций, шума при больших скоростях вращения;
2. большие габариты при больших потребных межосевых расстояниях.
Пути совершенствования зубчатых передач:
1. оптимизация схемы передачи (тип, многопоточность и др.);
2. высокопроизводительные методы изготовления (накатка, протяжка и др.);
3. термохимическое и механическое упрочнение;
4. точность доводочных операций;
5. новые материалы и новые виды зацеплений;
6. точность расчетов и др.
Классификация зубчатых передач.
По взаимному расположению осей валов : цилиндрические, конические, гипоидные, винтовые. Наиболее распространены цилиндрические, как более простые и надежные. Конические, гипоидные и винтовые применяют для передачи вращения между перекрещивающимися или пересекающимися валами.
По форме зубьев : с прямыми, косыми, шевронными и криволинейными зубьями. Прямые зубья вытесняются косыми, шевронными и криволинейными как более перспективными.
По перемещению осей валов в пространстве : не планетарные, (простые) и планетарные. Применение планетарных передач расширяется.
Наибольшее распространение имеет эвольвентное зацепление благодаря простоте нарезания, возможности смещения по профилю, малой чувствительности к некоторому изменению межосевого расстояния.
Различают передачи также по точности изготовления, скорости, числу ступеней, материалу, наличию корпуса и др. особенностям.
Нормы точности изготовления зубчатых колес.
Точность зубчатых передач регламентируется по ГОСТ 1643-81 для цилиндрических зубчатых передач и ГОСТ 1758-81 для конических зубчатых передач (табл. 1)
Степень точности изготовления зубчатых колес
Таблица 1
Примечание. Зубчатые передачи редукторов должны изготовляться не ниже степени точности 8 - 7 - 7 - В (ГОСТ 1643 81).
Шероховатость рабочих поверхностей: зубьев шестерен с модулем до 5 мм – не ниже 7-го класса, зубьев колес – не ниже 6-го класса. При большем модуле – на один класс ниже.
Степень точности выбирается в зависимости от назначения и условий работы передач. Основной критерий – окружная скорость. Для общепромышленных передач с прирабатывающимися колесами (НВ≤350) степени точности выбирается по табл. 2.
Значения степени точности Таблица 2
Прямозубые передачи можно применять при V<2 м/с, а также тогда, когда осевая сила совершенно недопустима. Нужно учитывать, что в равных условиях косозубые передачи передают нагрузку в 1,35 раза большую, чем прямозубые.
Каждая степень точности характеризуется тремя нормами:
а) норма кинематической точности;
б) норма плавности работы;
в) норма контакта.
Норму кинематической точности можно принимать по таблице 2 на одну степень грубее. Например: при степени точности 7, норму кинематической точности можно принять 7 или 8.
Норма плавности работы определяет виброакустические характеристики передачи и её надо выбирать не ниже табличной. В редукторах - не грубее 8-й степени.
Пятно контакта определяет несущую способность передачи. Норму контакта принимают по таблице 2 или на одну степень выше. При, например, степени точности 8 норму контакта можно взять 8 или 7. В редукторах норму контакта - не грубее 8-й степени. В передачах с твердостью шестерни и колеса >НВ 350, с окружной скоростью 12,5 м/с следует принимать степень точности не ниже 9 - 8 - 7 - В. При скорости от 12,5 до 20 м/с не ниже 8 - 7 - 7 - В.
Независимо от степени точности стандартизирован вид сопряжения колес в порядке увеличения бокового зазора: H, E, D, С, B, A.
В сопряжениях Н – минимальный боковой зазор = 0. В передачах рекомендуют сопряжение В.
Примеры обозначения:
а) 9 - 8 - 7 - В ГОСТ 1643-81, где
9 – норма кинематической точности;
8 – норма плавности;
7 – норма контакта;
В – вид сопряжения.
б) 8 - В ГОСТ 1643-81, если по всем трём нормам назначена одна степень точности.
На контактную выносливость
2.1. Причины разрушения (отказов) зубьев.
При передаче крутящего момента Т 1 зуб подвергается изгибу, сжатию, повреждению рабочих поверхностей зубьев и износу от силы трения , (рис.5), где
f – коэффициент трения.
Повреждение рабочих поверхностей зубьев, усталостное выкрашивание зубьев, является основным видом повреждения. Причина усталостного разрушения вызвана переменными контактными и изгибными напряжениями и (рис.6). Как видно, среднее время одного цикла , т.е. оно сопоставимо с временем удара.
Усталостное выкрашивание начинается в зоне, где создаются наиболее неблагоприятные условия: большие давления и силы трения, разрыв масляной пленки и др. явления. В этой зоне появляются микротрещины, развитие которых приводит к осповидному выкрашиванию, которое разрастается в увеличивающиеся по числу и размерам раковинки, что уменьшает несущую поверхность зубьев. Начинается нарушение смазки, увеличиваются шум и вибрации. Таким образом, в месте контакта возникают контактные напряжения, вызывающие pitting – усталостное выкрашивание рабочей поверхности зубьев. При поверхностной твердости НВ <350 выкрашивание прекращается, происходит сглаживание поверхностей.
При твердости НВ ≥350 трещины на ножках зубьев вступают в зону контакта выходящими на поверхность концами. В результате – масло, находящееся в трещине, запирается и под действием внешнего давления расклинивает трещину (рис.7а). Начинается процесс прогрессивного выкрашивания, обычно вблизи полюсной линии на ножках зубьев там, где нагрузка передается одной парой зубьев (рис.7в).
в
Трещины на поверхности головок зубьев входят в зону контакта глубинными концами и в процессе перекатывания масло из трещин выжимается (рис.7б). Таким образом, смазка, кроме уменьшения трения, охлаждения поверхности контакта, снижения пики контактных напряжений, может увеличивать скорость выкрашивания поверхностей контакта.
Таблица 3
| Степень точности | Коэффициент | Окружная скорость, v, м/с | |||||
| K Hv | 1,03 | 1,06 | 1,12 | 1,17 | 1,23 | 1,28 | |
| 1,01 | 1,02 | 1,03 | 1,04 | 1,06 | 1,07 | ||
| K Fv | 1,06 | 1,13 | 1,26 | 1,40 | 1,58 | 1,67 | |
| 1,02 | 1,05 | 1,10 | 1,15 | 1,20 | 1,25 | ||
| K Hv | 1,04 | 1,07 | 1,14 | 1,21 | 1,29 | 1,36 | |
| 1,02 | 1,03 | 1,05 | 1,06 | 1,07 | 1,08 | ||
| K Fv | 1,08 | 1,16 | 1,33 | 1,50 | 1,67 | 1,80 | |
| 1,03 | 1,06 | 1,11 | 1,16 | 1,22 | 1,27 | ||
| K Hv | 1,04 | 1,08 | 1,16 | 1,24 | 1,32 | 1,40 | |
| 1,01 | 1,02 | 1,04 | 1,06 | 1,07 | 1,08 | ||
| K Fv | 1,10 | 1,20 | 1,38 | 1,58 | 1,78 | 1,96 | |
| 1,03 | 1,06 | 1,11 | 1,17 | 1,23 | 1,29 | ||
| K Hv | 1,05 | 1,10 | 1,20 | 1,30 | 1,40 | 1,50 | |
| 1,01 | 1,03 | 1,05 | 1,07 | 1,90 | 1,12 | ||
| K Fv | 1,13 | 1,28 | 1,50 | 1,77 | 1,98 | 2,25 | |
| 1,04 | 1,07 | 1,14 | 1,21 | 1,28 | 1,36 |
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями. Зависит от податливости пары зубьев и их склонности к приработке. определяется по табл.4
Таблица 4
Заметим, что в таблицах приведены также данные для определения коэффициентов и , о которых пойдет речь ниже.
Введя в формулу (2.2) W t
– удельную расчетную окружную силу 
, получим 
Н/мм. (2.4)
Для определения приведенного радиуса кривизны , входящего в исходное уравнение 2.1, требуется решить два прямоугольных треугольника О1ЕР и О2DР из рис.12 при известных радиусах кривизны ρ э1 и ρ э2 . В этих треугольниках за радиус кривизны шестерни и колеса ρ 1 и ρ 2 приняты отрезки от основания перпендикуляра, опущенного на линию зацепления N-N до полюса зацепления Р , в котором косозубые колеса заменены эквивалентными прямозубыми эллиптическими колесами. Таким образом
или 
мм.
Подставляя все полученные данные в исходное уравнение Герца (2.1), получим .
Заменив в знаменателе и введя обозначения:
– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, - коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колес, и 
- коэффициент, учитывающий суммарную длину линий контакта зубьев, получим формулу для проверочного расчета зубчатых колес на контактную выносливость
(2.5)
Как видно из формулы, контактное напряжение увеличивается при увеличении действия крутящего момента Т 1 и уменьшается при увеличении ширины , диаметра и угла наклона β зубчатых колес.
Коэффициент Z H в среднем равен Z H =2,5. При отсутствии смещения режущего инструмента (х=0) и пользуются формулой 
.
Коэффициент 
для стальных зубчатых колес при модуле упругости 
Мпа и 
.
При модуле упругости Мпа значение 
.
Коэффициент для косозубых и шевронных зубчатых передач при >0,9 , где 
. При =1,2…1,8 в среднем можно принять =0,9.
Для проверочного расчета при действии максимальной нагрузки с целью предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубьев следует пользоваться формулой:
. (2.6)
Здесь Т max – пиковый момент при пуске двигателя под нагрузкой. Находится из данных каталога на рыночные электродвигатели .
Ширина зубчатого венца.
Коэффициент ширины зубчатого венца 
регламентируется ГОСТ 2185-66. Для цилиндрических передач рекомендуется выбирать в зависимости от твердости колес и расположения колес относительно опор вала (табл.6).
При выборе коэффициента следует учитывать то, что при меньшей ширине колес погрешности изготовления и сборки менее сказываются, чем при широких колесах.
В косозубых передачах угол наклона .
Таблица 6
Ширину b 1 и b 2 принимают из рядов стандартных размеров R a 5 или R a 10 (ГОСТ 6636 – 69).
Вопросы для самоконтроля
1. Роль машиностроения в народном хозяйстве и основные тенденции его развития.
2. Качество изделий и его показатели.
3. Показатели надежности изделий.
5. Передачи в машинах, их типы и назначение.
6. Зубчатые передачи, их достоинства и недостатки. Классификация.
7. Нормы точности зубчатых передач и виды сопряжений. Дать пример и пояснить обозначения.
8. Геометрические зависимости в прямозубых и косозубых передачах. Преимущества и недостатки.
9. Усилия, действующие в прямозубых и косозубых цилиндрических передачах.
10. Стандартные параметры зубчатых передач.
11. Причины отказов и предпосылки к расчету цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость.
12. Исходная зависимость Расчетная нормальная нагрузка для прямозубых и косозубых цилиндрических передач.
13. Удельная расчетная окружная нагрузка на зуб.
14. Приведенная кривизна пары зубьев прямозубых и косозубых передач.
15. Формула проверочного расчета на контактную выносливость цилиндрических зубчатых передач.
16. Формула проверочного проектного расчетов на контактную выносливость цилиндрических зубчатых передач.
17. Формулы проверочного расчета при действии максимальной нагрузки. Эквивалентные цилиндрические зубчатые колеса.
18. Предпосылки к расчету цилиндрических зубчатых передач на изгибную выносливость. Расчетная схема и вывод расчетной зависимости.
19. Коэффициент формы зуба.
20. Формула проверочного проектного расчетов цилиндрических зубчатых передач на изгибную выносливость..
21. Коэффициент формы зуба и условие равномерности зубьев шестерни и колеса.
С прямыми зубьями
Силу нормального давления , действующую в нормальной плоскости N-N к поверхности зуба, раскладываем на две составляющие: окружную F t и вспомогательную F v . Перенося вспомогательную F v на основной рис. 20 и раскладывая её на составляющие, получим остальные силы: радиальную F r и осевую F a .
Так как крутящий момент на шестерне T 1 известен, следовательно, известно окружное усилие в среднем сечении на среднем начальном диаметре
Н (4.7)
Из сечения n-n
или 
Из рис. 20а
Для колеса 
; 
. Из рис. 20б
находим равнодействующую сил F a
и F r
. Направление ее действия – к центру вала
Проверочный и проектный
Основными причинами выхода из строя конических колес являются усталостное выкрашивание материала с рабочих поверхностей зубьев и поломка зубьев вследствие усталости.
Расчет производится так же как расчет цилиндрической косозубой передачи с эквивалентными зубчатыми колесами и в среднем сечении зуба (Рис.22а). Такой метод позволяет использовать ранее полученные зависимости.
В исходной формуле Герца 
заменим приведенный радиус кривизны 
, на найденный из рис. 22б.
Здесь в сечении О 1 О 2 в полюсе зацепления Р отрезок АР соответствует радиусу кривизны шестерни , а отрезок ВР – радиусу кривизны колеса .
Рассматривая прямоугольные треугольники 
и 
, оставляя только знак суммы (+), поскольку конические передачи бывают только с внешним зацеплением, получим:
мм. (4.11)
Из расчета приведенного радиуса следует, что его величина изменяется пропорционально среднему диаметру шестерни, значит отношение q H /r пр (формула 2.2) постоянно и, следовательно, постоянно контактное напряжение в любом сечении. Поэтому за расчетное принимают среднее сечение зуба (рис.18б и 22а). В дополнение к этому вводится коэффициент прочности конических передач , который учитывает конструкцию зубчатых конических колес.
Принимая во внимание эти особенности, после подстановок в формулу Герца, (раздел 2.3), получим формулу для проверочного расчета на контактную прочность любых конических передач:
(4.12)
Здесь 
- коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев. Для 
, где β - угол наклона зуба. Если колесо с круговой формой зуба, то обычно принимают 
.
Для стальных колес 
МПа ½ .
- коэффициент, учитывающий длину контактной линии зацепления конических колес. Обычно 
, где , см. раздел 2.4.
- удельная расчетная окружная сила.
Коэффициент зависит от 
и определяется по графикам на рис.23 в зависимости от конструктивной схемы конической передачи, типа опор колес – I
ш (шариковые), I
р (роликовые), а также твердости материала колес.
Здесь: 
, 
. Сплошные и штрихпунктирные линии относятся к коническим передачам с прямыми зубьями.
Коэффициент прочности конических передач. Определяется по таблице 13 в зависимости от вида конической передачи, твердости материала колес и передаточного числа:
для прямозубых конических колес;
для конических колес с круговыми зубьями.
Коэффициент динамичности нагрузки - для конических колес находится по таблице 9. Он зависит от степени точности по нормам плавности работы передачи и окружной скорости колес.
Рис. 23. Изменение коэффициентов в зависимости от конструктивных соотношений в коническом зацеплении и твердости зубьев.
а)
схемы передач; абсцисса на графиках ; б) для зубьев с твердостью
; в) для зубьев с твердостью
Коэффициент 
для конических колес
Таблица 9
Коэффициенты прочности зубьев и в конической передаче.
Таблица 10
Рис. 24. График для определения для косозубых передач:
(цифры у кривых означают степень точности по нормам плавности работы по ГОСТ 1643-81)
Коэффициент неравномерности нагрузки зубьев для колес с круговой формой зуба определяют по графику рис. 24 в зависимости от степени точности по нормам плавности работы.
Для прямозубых конических передач 
, - диаметр в среднем сечении зуба шестерни.
Коэффициент для конических колес Таблица 11
| Степень точности по нормам плавности работы ГОСТ 1758-81 | Твердость рабочей поверхности зубьев | Значение K FV при окружной скорости V м/с | |
| V < 3 | 3 £ V < 8 | ||
| Н 2 < 350 HB | 1,15 | 1,35 | |
| H 1 и H 2 > 350 HB | 1,15 | 1,25 | |
| Н 2 < 350 HB | 1,25 | 1,45 | |
| H 1 и H 2 > 350 HB | 1,2 | 1,35 | |
| Н 2 < 350 HB | 1,5 | - | |
| H 1 и H 2 > 350 HB | 1,4 | - |
Обозначив 
и решая уравнение (4.12) относительно , получим формулу для проектного расчета диаметра
в среднем сечении конической шестерни, одного из главных геометрических параметров:
мм. (4.13)
Здесь К d
- вспомогательный коэффициент. Для конических прямозубых передач (МПа) 1/3 , и K d
= 590…520 (МПа) 1/3 для передач с круговыми зубьями (); величина коэффициента относительной ширины зубчатого венца 
или , при условии пропорциональности ширины колес конусному расстоянию 
.
На изгибную выносливость
Условие равной прочности зубьев колеса и шестерни на изгибную выносливость выглядит как равенство двух отношений:
Проверочный расчет по формуле (4.12) ведется для того из колес, у которого отношение 
меньше.
Вопросы для самоконтроля
1. Геометрические зависимости в конических зубчатых передачах: передаточное число, средние диаметры, внешнее и среднее конусные расстояния, коэффициент ширины?
2. Модули, применяемые в конической зубчатой передаче?
3. Эквивалентное число зубьев конических зубчатых передач?
4. Усилия, действующие в конической зубчатой паре?
5. Конические колеса с круговой формой зуба. Достоинства, недостатки, способ нарезания зубьев.
6. Особенности расчета конических зубчатых передач на контактную прочность: проверочный и проектный?
7. Особенности расчета конических зубчатых передач на изгибную выносливость: проверочный и проектный?
8. Эквивалентное и биэквивалентное число зубьев?
С учетом графика нагрузки.
При расчете зубчатых передач на контактную выносливость
допускаемые напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса:
, МПа, (5.1)
МПа, (5.2)
где - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений - длительный предел контактной выносливости. Его значения определяют по таблице 14 в зависимости от средней твердости Н НВ или H HRC .
Предел контактной выносливости s H 0
Таблица 14
- коэффициент долговечности.
Здесь: - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости, определяется по графику (Рис.28) или по формуле:
- эквивалентное число циклов перемены напряжений, определяемое в зависимости от характера и длительности действия нагрузки (рис.29).
Рис. 28. График для определения базового числа циклов перемены напряжений
При постоянном режиме нагружения ()
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Московский государственный университет
путей сообщения (МИИТ)
МЕХАНИЧЕСКИЙ ПРИВОД
Курсовой проект по дисциплине
«Детали машин и основы конструирования»
Пояснительная записка
СТ. КПДМ. 008 П3
Руководитель Гвоздев В. Д. / /
Исполнитель
студент гр. ТДМ-311 Кузьмина В.Ф. / /
Введение
1. Техническая характеристика привода
2. Кинематический и силовой расчеты привода
3. Описание конструкции редуктора
4. Расчет клиноременной передачи
5. Расчет зубчатых колес
6. Проектный расчет цилиндрической шевронной передачи
7. Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи
8. Конструкция и проектный расчет валов
9. Конструкция и расчет размеров зубчатых колес
10. Выбор смазочных материалов
11. Конструирование и расчет размеров корпуса редуктора
12. Проверочный расчет валов
13. Проверочный расчет подшипников качения
14. Конструирование подшипниковых узлов
15. Выбор муфт
16. Расчет на усталостную прочность
17. Расчет шпоночных соединений
Список литературы
Введение
привод редуктор конструирование зубчатый
Механический привод разрабатывается в соответствии со схемой, приведенной на рисунке 1.
Рисунок 1 - Схема привода: 1 - электродвигатель; 2 - ременная передача; 3 -цилиндрический редуктор; 4 - муфта; 5 - барабан
Механический привод работает по следующей схеме: вращающий момент с электродвигателя (1) через ременную передачу (2) передаётся на быстроходный вал редуктора (3). Редуктор понижает число оборотов и увеличивает вращающий момент, который через муфту (4) передается на исполнительный механизм (5). Редуктор состоит из одной ступени. Ступень выполнена в виде шевронной цилиндрической передачи.
Достоинством данной схемы привода являются малые обороты и большой момент на выходном валу редуктора.
Исходные данные для расчёта:
1. Синхронная частота вращения электродвигателя n сх = 1500 мин -1 ;
2. Частота вращения на выходе n б = 180 мин -1 ;
3. Вращающий момент на выходе T б = 312 Нм;
4. Срок службы привода L г = 4000 ч;
Переменный характер нагружения привода задан гистограммой, изображённой на рисунке 2.
Рисунок 2 -Гистограмма нагружения привода: Относительная нагрузка: k 1 =1 ; k 2 =0,8 ; k 3 =0,5 . Относительное время работы: l 1 =0,2 ; l 2 =0,6 ; l 3 =0,2 . Характер нагрузки: спокойная.
1. Техническая характеристика привода
1.1 Электродвигатель 4А132 S 4 ГОСТ 19523-81
Мощность Р ДВ = 7,5 кВт;
Частота вращения вала n ДВ = 1455 мин -1 ;
Величина скольжения S = 3% ;
Отношение пускового момента к номинальному;
Диаметр вала двигателя d = 38мм.
1.2 Муфта упругая втулочно-пальцевая 500-40- I 1 ГОСТ 21424-75
Номинальный вращающий момент: Т = 500 Н м;
Допускаемая частота вращения: n = 3800 мин -1 ;
Диаметр на вал электродвигателя: d 1 = 38 мм;
Диаметр на вал редуктора: d 2 = 40 мм;
Внешний диаметр муфты: D = 170 мм;
Рабочая длина на валу редуктора: l = 80 мм.
1.3 Одноступенчатый цилиндрический шевронный редуктор
КПД редуктора: з ред = 0,96;
Передаточное число редуктора: u р = 2,69
Частота вращения валов редуктора: n Б = 485 мин -1 , n Т = 180 мин -1
Вращающие моменты на валах: Т Б = 119,5 Н м, Т Т = 315,15 Н м;
Габариты редуктора:
Длина: 355 мм,
Ширина: 408 мм,
Высота: 260 мм.
1.4. Привод.
КПД привода: з пр = 0,89;
2. Кинематический и силовой расчёты привода
2.1 Определяем КПД привода
з пр = з р.п · з ред · з м з п (1)
з р.п = 0,95;
где з пр - КПД привода;
з р.п - КПД ременной передачи;
з ред - КПД редуктора;
з м - КПД соединительной муфты;
з п - КПД пары подшипников.
з пр = 0,95 · 0,97 · 0,98 0,99= 0,89.
Определяем КПД редуктора:
где з шп - КПД шевронной передачи
з n - КПД пары подшипников; з n = 0,99
2.2 Находим треб уемую мощность электродвигателя
2.3 Выбираем электродвигатель 4А132 S 4 ГОСТ 19523-81 , мощность которого
Р дв = 7,5 кВт
Величина скольжения
Частота вращения вала двигателя:
2.4 Вычисляем требуемое передаточное отношение привода
2.5 Производим разбивку передаточного отношения по ступеням привода
U ред == 2 ,69
2.6 В ычисляем частоты вращения валов
Вал двигателя: n дв =1455
Быстроходный вал редуктора:
Тихоходный вал:
2.7 Вычис ляем вращающие моменты на валах
Тихоходный вал редуктора:
Т тих =Т исп / з м = 312/0,99=315,15 Н м (9)
Быстроходный вал:
Т бх =(Т тих /U р)/ з р =(315/2,69)/(0,99 2)=119,5 Н м (10)
Вал двигателя:
Т дв =Т бх /(U р.п / з р.п)=119,5/(3/0,95)=37,93 Н м (11)
3 . Описание конструкции редуктора
Рисунок 3.- Конструкция редуктора.
Конструкцию редуктора составляет шевронная цилиндрическая передача.
В качестве опор быстроходного вала (13) используем подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии (34), так как они предназначены для восприятия радиальных и небольших осевых нагрузок; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях. Благодаря способности самоустанавливаться они допускают несоосность посадочных мест (перекосы) до 2 - 3є.
В качестве опоры тихоходного вала (8) принимаем подшипники радиальные легкой серии (33), так как они воспринимают радиальные и ограниченные осевые нагрузки, действующие в обоих направлениях вдоль оси вала. Подшипники допускают перекосы валов до 10"; по сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух направлениях, наиболее дешевые и распространенные на рынке.
Валы выполняем ступенчатыми, для удобства посадки на них деталей.
На тихоходном валу установлено шевронное колесо (7) . Шестерню выполняем за одно целое с валом, так как качество вала - шестерни (13) выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни.
Подшипники закрепляются в корпусе (18) и крышками подшипниковых гнезд.
Наружные кольца подшипников быстроходного вала упираются в крышки подшипниковых гнезд быстроходного вала (11) и (13). В крышке (11) имеется отверстие для выхода хвостовика быстроходного вала и установлена резиновая армированная манжета (32) для предотвращения протекание масла через это отверстие.
Подшипниковые гнезда тихоходного вала закрываются крышками (10) и (5). В крышке (5) имеется отверстие для выхода хвостовика тихоходного вала и установлена резиновая армированная манжета (31) для предотвращения протекание масла через это отверстие.
Все крышки подшипниковых гнезд затягиваются винтами (20). Между крышками и корпусом установлены прокладки (4) и (9) для предотвращения протекания масла.
Корпус редуктора выполняем разъемным, состоящим из крышки и основания. Изготавливаем корпус литьем из серого чугуна СЧ 15.
Для установки редуктора на фундаментной плите или раме в основании корпуса (18) имеется четыре отверстия под фундаментные болты.
Для фиксации крышки и основания корпуса друг относительно друга, используется два конических штифта (30), устанавливаемых без зазора.
Для смазки зубчатых передач и подшипников редуктора используем масло И-30 А. Объем масла - 1,75 л.
Для заливки масла и осмотра редуктора, в крышке корпуса предусмотрено отверстие, закрываемое крышкой.
Для контроля уровня масла, в основании корпуса установлен жезловый маслоуказатель.
Для удаления масла и промывки редуктора в нижней части корпуса сделано отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
4 . Расчет клиноременной передачи
Определяем максимальный крутящий момент
Выбираем диаметр ведущего шкива из стандартного ряда: D 1 =135 мм
Определяем диаметр ведомого шкива.
D 1 =0,985 3,00 135=398,9 мм. (14)
Полученный результат округляем до стандартного значения.
Уточняем передаточные числа:
Следовательно, окончательно принимаем размеры шкивов полученных после округления.
Определяем межосевое расстояние
где h - высота ремня, мм
Длина ремня определится как
где - среднее значение.
Принимаем ближайшее стандартное значение l из ряда длин ремней. l = 1800 мм.
Корректируем межосевое расстояние
Определяем угол охвата малого шкива
Находим линейную скорость ремня
Определяем расчетную мощность передаваемую одним ремнем
где - мощность, передаваемая одним ремнем
0,91 - коэффициент угла обхвата
0,95 - коэффициент длины ремня
1,14 - коэффициент передаточного отношения ременной передачи
1,2 - коэффициент режима работы
Определяем требуемое число ремней в передаче
где =0,95 - коэффициент числа ремней
Принимаем z=4.
Рассчитываем силу предварительного натяжения одного ремня
Радиальная сила, действующая на выходной конец вала
Частота пробегов ремня
Конструкция шкивов и их размеры
Шкивы изготавливаем литыми из чугуна марки СЧ 15. Шкивы состоят из обода, на который надевают ремень, ступицы для установки шкива на вал. Шкив изготавливаем с диском, в котором предусматриваем отверстия круглой формы для уменьшения массы и удобства крепления шкива на станке при его механической обработке.
Ширина шкива
где z - число ремней.
Толщина обода (28)
Принимаем
Толщина диска (29)
Принимаем С=18 мм.
Диаметр ступиц (30)
Длина ступиц (31)
Принимаем
Диаметр выступов шкива (32)
5 . Расчёт зубчатых передач
5 .1 Выбор материалов
Принимаем для изготовления среднеуглеродистую конструкционную сталь с термообработкой нормализация или улучшение, что позволяет производить чистовое нарезание зубьев с высокой точностью после термообработки.
Такие колеса хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Такой тип колес наиболее приемлем в условиях индивидуального и мелкосерийного производства.
Шестерня - сталь 45, термообработка - улучшение;
(192…240) НВ,НВ=230
Колесо - сталь 45, термообработка - нормализация;
(170…217)НВ,НВ=200
5 .2 Вычисление базового значения предела выносливости
а) для контактных напряжений
Для термообработки улучшение и нормализация
у н limb=2·HB+70 (33)
Для шестерни:
у н limb 1 = 2·230 + 70 = 530 МПа.
Для колеса:
у н limb 2 = 2·200 + 70 = 470 МПа
б) для напряжений изгиба
у 0 F limb= 1,8 НВ; (34)
у 0 F limb1= 1,8 · 230 = 414 МПа;
у 0 F limb2= 1,8 · 200 = 360 МПа.
5 .3 О пределение базового числа циклов переменных напряжений
N H 0 =30HBср 2,4 (35)
N HO 1 =30 216 2,4 =1,201 10 7 МПа
N HO 2 =30 194 2,4 =0,92 10 7 МПа
5 .4 Определение фактического числа циклов перемены напряжений
По контактным напряжениям:
по напряжениям изгиба:
где m - показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.
N FE 2 =N FE 1 =4,19 10 7
5 .5 Вычисление коэффициент а долговечности
по контактным напряжениям.
Для шестерни:
Так как N НЕ1 > N Н01 , то принимаем K HL 1 =1;
Для колеса:
Так как N НЕ2 > N Н02 , то принимаем K HL 2 =1.
по напряжениям изгиба.
Так как N FE 1 > 4 10 6 и N FE 2 > 4 10 6 , то принимаем K FL 1 =1 и K FL 2 =1.
5 .6 . Определение допускаемых контактных напряжений
Коэффициент запаса.
При термообработке нормализация и улучшение принимаем
Для шевронных передач
Так как, то принимаем МПа.
5 .7 Определение допускаемых напряжений изгиба
где - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75
Коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для штамповки = 1,0
6 . Проектный расчет цилиндрической шевронной передачи
6 .1 Определение межосевого расстояния из условия обеспе чения контактной прочности зуба
Предварительно принимаем К Н = 1,2
Ш ba -ширина зубчатого венца;
Принимаем для прямозубой передачи Ш ba = 0,5
Принимаем ближайшее стандартное значение а W ГОСТ =125 мм
6 .2 Определение модуля зацепления
m n =(0,01…0,02)·а W =(0,01…0,02)·125=1,25…2,5 мм
принимаем m n =2,5 мм .
6 . 3 Определение основных параметров зубчатых колес
Назначаем угол наклона зубьев в = 30є
Определяем число зубьев шестерни и колеса б w
6 .4 Рассчитываем геометри ческие параметры зубчатых колес
Уточняем угол наклона зубьев:
Диаметры делительных окружностей:
Диаметры окружностей вершин:
d а1 =d 1 +2 m n = +2 2,5=73,965 мм (48)
d а2 =d 2 +2 m n = +2 2,5=186,034 мм (49)
Диаметры окружностей впадин:
d f 1 = d 1 - 2,5·m n = - 2,5·2,5 = 62,715 мм; (50)
d f 2 = d 2 - 2,5·m n = - 2,5·2,5 = 174,784 мм; (51)
Ширина зубчатого венца:
b 2 = Ш ba б w =0,5 125=63 мм (52)
b 1 =b 2 +5=63+5=68 мм (53)
6 .5 Вычисление окружной скорости в зацеплении
Назначаем 9 степень точности зубчатых колес по ГОСТ 1643-81
6 .6 Оп ределение коэффициента нагрузки
K H =K Hв ·K Hб ·K HV =1,04 1,1 1=1,144 ; (55)
где K Hб - коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;
K Hб =1,1
K HV - коэффициент динамической нагрузки,
K HV =1
К Hв =1,04
7 . Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи
7 .1 Вычисляем фактические контактные напряжения
Принимаем b 2 = 70 мм, b 1 =75 мм; тогда у Н = 431 Мпа,
и уточняем Ш bd = b 2 /d 1 = 70/ = 1,01 .
7 .2 Определение коэффициент а нагрузки
Для отношения Ш bd = b 2 /d 1 = 70/ = 1,01 , при симметричном расположении колес относительно опор, К Н в = 1,04
7 . 3 Проверка зубьев на выносливость по напряжени ям изгиба
Для отношения Ш bd = b 2 /d 1 = 70/ = 1,01 , при симметричном расположении колес относительно опор, К Fв =1,10;
Принимаем К Fх = 1,1
Уточняем коэффициент нагрузки:
К F = К Fв · К Fх = 1,1· 1,1 = 1,21 ; (58)
Вычисляем коэффициент торцового перекрытия е б:
Определение коэффициента, учитывающего многопарность зацепления:
Определение коэффициента, учитывающего наклон контактной линии:
Определение эквивалентного числа зубьев:
Y F - коэффициент, учитывающий форму зуба;
Y F 1 = 3,70
Y F 2 = 3,6
Вычисление напряжения изгиба:
МПа < [у] F 1 ;
МПа < [у] F 2 ;
7 .4 Выполнение проверочного расчет а на статическую п рочность от действия перегрузок
Определение коэффициента перегрузки:
Определение контактного напряжения:
у Hmax = у H · = 431· = 649 МПа; (66)
Определение изгибных напряжений:
у Fmax 1 = у F 1 · К max = 49 · 2,27 = 111,3 МПа; (67)
у Fmax 2 = у F 2 · К max = 51 · 2,27 = 115,8 МПа. (68)
Для термообработки улучшение и нормализация:
[у] Hmax = 2,8 · у Т (69)
[у] Fmax = 0,8 · у Т (70)
где у Т - предел текучести материала.
Для колеса у Т = 340 МПа;
[у] H 2 max = 2,8 · 340 = 952 МПа > у Hmax ;
[у] F 2 max = 0,8 · 340 = 272 МПа > у F 2 max ;
Условие статической прочности выполняется.
8 . Конструкция и проектный расчет валов
Валы изготавливаем из стали 45. Назначаем термообработку улучшение.
8 .1 Расчет быстроходного вала
Для выполнения быстроходного вала принимаем ступенчатую конструкцию. Такой выбор облегчает установку подшипников и уплотнения на валу. Для уменьшения концентрации напряжений и облегчения изготовления вала, на переходных участках выполняем галтели, радиусом r = 1 мм. На концах вала выполняем фаску С =2,5 мм.
Конструкция быстроходного вала показана на рисунке 4.
Рисунок 4. - Быстроходный вал.
Определяем значение диаметра хвостовика быстроходного вала.
Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда. Принимаем d хв1 = 32 мм.
Принимаем длину хвостовика l хв = 80 мм.
Для соединения вала со шкивом ременной передачи используем шпоночное соединение.
Выбираем шпонку 10x8x70 ГОСТ 23360-78.
где h ш - высота шпонки
Принимаем t 1 =5 мм и h ш =8 мм.
d y 1 ?32 + (8 - 5) =35 мм. (73)
Принимаем d y 1 =35 мм под стандартное уплотнение.
Принимаем значение диаметра вала под подшипник d n 1 =35 мм. Примем роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии №2207 ГОСТ 8328-75.
Определяем диаметр вала под шестерню.
Из условия того, что подшипник упирается в заплечик вала, принимаем диаметр вала под шестерню больше d n 1 .
d ш1 = d n + 2·f + 2 = 35 + 2·2 + 2 = 41 мм, (74)
где f = 2 - размер фаски на внутреннем кольце роликоподшипника серии № 2207 ГОСТ 8328-75.
Для уменьшения количества точно обрабатываемых поверхностей, повышения жесткости шестерню выполняем вместе с валом
Выполняем фаску на шестерне n = 0,6 мм.
§ Диаметр хвостовика: n6.
§ Диаметр под подшипник: k6.
§ Хвостовика: Rа = 0,8 мкм.
§ Торцов заплечика вала, в которые упираются подшипники:
Rа = 2,5 мкм.
§ Шпоночного паза: Rа = 3,2 мкм.
§ Канавки, фаски,радиусы галтелей на валах: Rа = 6,3 мкм.
· Допуск перпендикулярности торца вала, чтобы уменьшить перекос колец подшипников и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца подшипника: 0, 012
· Допуск цилиндричности посадочных поверхностей под подшипник, чтобы ограничить концентрацию давлений: 0,008
· Допуск соосности посадочной поверхности для шкива, чтобы снизить дисбаланс вала и деталей, установленных на этой поверхности:0,030
8 .2 Расчет тихоходного вала
Для выполнения тихоходного вала принимаем также ступенчатую конструкцию. Установку колеса на вал производим механической сборкой. Для уменьшения концентрации напряжений и облегчения изготовления вала, на переходных участках выполняем галтели, радиусом r = 1 мм. На концах вала выполняем фаску С =2,5 мм.
Конструкция тихоходного вала показана на рисунке 5.
Рисунок 5.- Тихоходный вал.
Определяем значение диаметра хвостовика тихоходного вала.
Принимаем d хв2 = 40 мм, согласно выбранной муфте.
Принимаем длину хвостовика l хв = 82 мм, равной длине посадочной поверхности муфты.
Для передачи вращения от хвостовика вала к муфте используем шпоночное соединение.
Длину шпонки принимаем на 10 мм меньше длины хвостовика вала.
Выбираем шпонку 12x8x70 ГОСТ 23360-78.
Находим значение диаметра вала под уплотнение.
где h ш - высота шпонки
t 1 - глубина шпоночного паза на хвостовике.
Принимаем t 1 =5 мм и h ш =12 мм.
d y 2 ?40 + (12 - 5) = 47 мм. (77)
Принимаем d y 2 =48 мм под стандартное уплотнение.
Принимаем значение диаметра вала под подшипник d n 2 =50 мм.Принимаем шарикоподшипники легкой серии № 210 ГОСТ 8338-75
Принимаем диаметр вала под колесо. Из условия того, что подшипник упирается в заплечик вала, принимаем диаметр вала под шестерню больше d n 2 .
d к2 = d n 2 + 2·f + 2 = 50 + 2·2 + 2 = 56 мм, (78)
где f = 2,5 - размер фаски на внутреннем кольце радиального шарикоподшипника № 210 ГОСТ 8338-75.
Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда. d к2 = 56 мм.
Для передачи вращения от зубчатого колеса к валу, используем шпоночное соединение.
Выбираем шпонку 16x10x90 ГОСТ 23360-78.
Определяем параметры шпоночного паза на диаметре вала под колесо.
t 1 = 6,0 мм - глубина шпоночного паза,
b = 16 мм - ширина шпоночного паза.
Определяем значение диаметра заплечика вала.
Из условия, что зубчатое колесо упирается в заплечик вала, выполняем диаметр заплечика вала больше диаметра вала под колесо.
d З2 = d к32 + 2 · f +2 = 56 + 2 · 2 + 2 = 63 мм, (79)
где f = 2 мм - фаска на зубчатом колесе.
Для выхода шлифовального круга изготавливаем канавку
d k = d n 2 -1=50-1=49 мм (80)
§ Диаметр хвостовика: n6.
§ Диаметр под уплотнение: d11.
§ Диаметр под подшипник: k6.
§ Диаметр под зубчатое колесо: p6.
§ Под зубчатое колесо: Rа = 0,8 мкм.
§ Хвостовика: Rа = 0,8 мкм.
§ Под подшипники: Rа = 1,25 мкм.
§ Под уплотнение: Rа = 0,32 мкм.
§ Торца заплечика вала, в который упирается зубчатое колесо:
Rа = 3,2 мкм.
§ Торца заплечика вала, в который упирается левый подшипник:
Rа = 1,6 мкм.
§ Шпоночных пазов: Rа = 3,2 мкм.
§ Канавки, фаски, радиусы галтелей: Rа = 6,3 мкм.
· Допуск перпендикулярности торца вала в месте установки подшипника, чтобы уменьшить перекос колец подшипников и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца подшипника: 0, 025 мм.
· Допуск цилиндричности посадочной поверхности вала в месте установки на него зубчатого колеса, чтобы ограничить концентрацию давлений:0,010 мм.
· Допуск цилиндричности посадочных поверхностей под подшипник, чтобы ограничить концентрацию давлений: 0,005 мм.
· Допуск соосности посадочной поверхности для полумуфты, чтобы снизить дисбаланс вала и деталей, установленных на этой поверхности:0,041 мм.
· Допуск соосности посадочной поверхности под подшипник, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения:
· Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0,008мм.
· Допуск параллельности шпоночного паза: 0,002 мм.
9 . Конструирование и расчет размеров зубчатых колес
9.1 Конструирование шеврон ного колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, так как качество вала шестерни оказывается выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни.
d а1 = 73,965 мм,
d f 1 =62,715 мм,
l ст = b 2 +a= 75+38 = 113 мм, (81)
h=2,5m=2,5 2,5=6,25 мм. (82)
9 .2 Конструирование шевронного колеса тихоходного вала
Косозубое колесо изготавливаем свободной ковкой, с последующей токарной обработкой. Для упрощения этих технологических операций выполняем колесо в виде цельного диска.
Устанавливаем колесо на валу посадкой с натягом (H7/p6).
Поверхность под сопряжение с валом подвергаем шлифованию.
Для удобства монтажа шевронного колеса на вал выполняем фаску f = 2,5 мм. На вершинах зубьев принимаем фаску n = 1,25 мм. Ширину канавки определяем в зависимости от модуля m. Принимаем а=38 мм.
Конструкция шевронного колеса показана на рисунке 6.
Выполняем шевронное колесо с симметричной ступицей. Такое технологическое решение придает большую устойчивость колеса на валу и увеличивает жесткость самого вала.
Определяем диаметр ступицы d ст = 1,6·d в =1,6· 56 = 89,6 мм; (83)
Определяем длину ступицы l ст = b 2 +a= 70+38 = 108 мм;
Принимаем l ст = 108 мм;
Определяем толщину диска C=(0,3…0,35)(b 2 +a)=32,4…37,8. (84)
Принимаем С=33мм.
Определяем ширину торцов зубчатого венца: S=2,2m+0,05(b 2 +a)=5,5+5,4=9,9 мм. (85)
Рисунок 6. - Зубчатое колесо: d= мм, d а =186,034 мм, d f =174,784 мм;
§ Диаметр на вал: H7.
§ Диаметр окружности вершин: h9.
§ Ширина шпоночного паза: JS9.
§ Торцов шпоночного паза: Rа = 1,6 мкм.
§ Нерабочей поверхности шпоночного паза: : Rа = 3,2 мкм.
§ Посадочного отверстия: Rа = 1,6 мкм.
§ Торцовой поверхности колеса: Rа = 3,2 мкм.
§ Рабочих поверхностей зубьев: Rа= 1,25 мкм.
§ Свободные торцовые поверхности зубчатого колеса: Rа = 6,3 мкм.
· Допуск цилиндричности посадочного отверстия, чтобы ограничить концентрацию контактных напряжений: 0,015 мм.
· Допуск перпендикулярности торцовой поверхности колеса относительно оси вращения: 0,030 мм.
· Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0,040мм.
· Допуск параллельности шпоночного паза: 0,010 мм.
10. Выбор смазочных материалов
Для смазывания деталей редуктора, применяем картерную смазку, которая осуществляется путём окунания зубчатых колёс в масло. Уровень масла устанавливаем так, чтобы косозубое колесо окуналось в него на высоту зуба.
При окружной скорости колеса тихоходной ступени v = 1,75 м/с, контактных напряжениях у Н = 431 МПа и рабочей температуре
Согласно , при заданной вязкости масла, выбираем его марку:
Определяем уровень масла:
h = (2 ? m … 0,25 ? d 2 T) = (2 ? 2,5 … 0,25 ? 181,034) = 5…45,25 мм; (86)
Принимаем h = 50 мм, для обеспечения окунания зуба косозубого колеса в масло.
Рассчитываем объем масляной ванны редуктора:
V = 0,6 P дв = 0,6 7,5 = 4,5 л. (87)
Для обеспечения окунания зуба косозубого колеса в масло при габаритных размерах картера:
Длина: 280мм,
Ширина: 125 мм,
и уровне масла h = 50 мм, принимаем объем масла V =1,75 л.
Во избежание утечки масла из редуктора на быстроходном и тихоходном валах со стороны хвостовиков устанавливаем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79.
Для заливки масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей выполняем в крышке корпуса смотровое окно, закрываемое крышкой из стального листа. Определим толщину крышки: д к =(0,5…0,6) д=(0,5…0,6) 8=4…4,8 мм. Принимаем д к =4 мм. Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку ставим уплотняющую прокладку из прокладочного картона марки А толщиной 1 мм. В крышке отверстия располагаем пробковую отдушину.
Габаритные размеры крышки смотрового окна:
Длина A 1 = 110 мм,
Ширина В 1 = 100мм.
Габаритные размеры смотрового окна:
Длина А = 80 мм,
Ширина В = 70 мм.
Для закрепления крышки используем 4 болта М6х22. .
В боковой части корпуса выполняем отверстие под пробку для слива масла и промывки редуктора. Параметры пробки принимаем согласно :
d = М16х1,5; D = 26 мм; L = 25 мм; l = 19,6 мм; а = 3 мм.
Контроль за уровнем масла в картере осуществляется жезловым маслоуказателем, который вкручивается в крышку корпуса редуктора. Маслоуказатель имеет резьбу М16.
Для предотвращения протекания масла, плоскость разъёма основания и крышки корпуса смазываем спиртовым лаком.
11. Конструирование и расчет размеров корпуса редуктора
Корпус редуктора выполняем разъёмным, состоящим из основания и крышки. Плоскость разъёма проходит через оси валов.
Изготавливаем корпус литьем, из чугуна СЧ 15.
Основание и крышка закрепляются между собой болтами по фланцу для обеспечения герметичности. Для предотвращения протекания масла плоскость разъёма смазываем спиртовым лаком.
Для заливки масла и осмотра редуктора в крышке корпуса выполняем смотровое отверстие, закрываемое крышкой. Для удаления загрязнённого масла и промывки редуктора в нижней части корпуса выполняем сливное отверстие, закрываемое пробкой.
Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в сборе применим проушины. Для крепления корпуса редуктора к раме в нижней части основания выполняем фланец с цилиндрическими отверстиями под крепёжные болты. Для фиксации при сборке крышки относительно основания выполняем два конических штифта, размеры которых определяем согласно :
Длина 26 мм,
Диаметр 8 мм,
Конусность 1:50.
Расчет размеров корпуса редуктора.
Толщина стенки крышки и корпуса:
д =0,025 а W +1=0,025 125+1=4,125 мм, (88)
д 1 =0,02 а W +1=0,02 125+1=3,50 (89)
Принимаем толщину стенки корпуса и крышки д = 8 мм.
Определяем толщину фланца крышки и верхнего фланца основания:
b = 1,5 д =1,5 8 = 12 мм; (90)
Определяем толщину нижнего фланца основания:
p = (2,25 ч 2,75) д = (2,25 ч 2,75) 8 = 18 ч 22 мм; (91)
Принимаем p = 20 мм.
Для увеличения жесткости корпуса, под бобышками отливаем ребра жесткости. Толщина ребер основания корпуса: m=(0,85ч1) д=6,8ч8 мм. (92)
Принимаем 8 мм.
Толщина ребер крышки: m 1 =(0,85ч1) д 1 =6,8ч8 мм. (93)
Принимаем 8 мм.
Диаметр фундаментных болтов.
d 1 = (0,03ч 0,036) · a w + 12 = (0,03ч 0,036) · 125 + 12 = 15,75 ч 16,5 мм. (94)
Принимаем d 1 = 16 мм.
Диаметр болтов у подшипников.
d 2 = (0,7 ч 0,75)·d 1 = (0,7 ч 0,75)·16 = 11,2 ч 12 мм, (95)
Принимаем d 2 = 12 мм.
Диаметр болтов на фланцах.
d 3 = (0,5 ч 0,6)·d 1 = (0,5 ч 0,6)·20 = 10 ч 12 мм, (96)
Принимаем d 3 = 10 мм.
Принимаем минимальный зазор между наружной поверхностью колеса и внутренней стенкой корпуса А = 8 мм.
12 . Проверочный расчет валов
Быстроходный вал
Силы, действующие в зацеплении = Н, = Н, ==982,5 Н. Нагрузка на вал от клиноременной передачи F в =1144 Н. В цилиндрической шевронной передаче силы, действующие на каждую половину шеврона, уравновешиваются.
Реакции опор:
в плоскости xz
в плоскости yz
=0; - F в + + - R y2
R y 2 = - F в + + =1115-1144+1450=1421 Н.
xoz :
2 участок. 0z 37
При z=37, =1733 37=64,1 10 3 Н мм;
3 участок. 37z 111
При z=37, =64,1 10 3 Н мм;
При z=111, =173364,1 10 3 Н мм;
4 участок. 037
При z " =0, =0;
При z " =37, =1733 37=64,1 10 3 Н мм;
Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости yoz :
1 участок. 0z 90
F в z ,
При z=90, = - 1144 90= - 103 10 3 Н мм;
2 участок. 90z 127
При z=90, = - 1144 90= - 103 10 3 Н мм,
При z=127, = - 1144 127+1115 37= - 104 10 3 Н мм;
3 участок. 127z 201
При z=127, = - 1144 127+1115 37 - 982,5 = - 137,9 10 3 Н мм;
При z=201, = - 1144 201+1115 111+725 74 - 982,5 = - 86,4 10 3 Н мм;
4 участок. 0z ? 37
При z " =0, =0,
При z " =37, = - 1421 37= -52,5 10 3 Н мм.
Рисунок 7. - Расчетная схема ведущего вала
Тихоходный вал
Силы, действующие в зацеплении F r =1450 Н, F t =3466 Н, нагрузка на вал от муфты F м =125=125=2219 Н.
Реакции опор:
в плоскости xz :
в плоскости yz :
Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости xoz :
1 участок. 0z 75.
При z=75, 10 3 Н мм;
2 участок. 75z 150
При z=75, 10 3 Н мм;
При z=150, 10 3 Н мм;
3 участок. 0z ? 130.
При z " =130, = 10 3 Н мм;
Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости yoz :
1участок. 0z 75.
При z=75, 10 3 Н мм;
2 участок. 0z ? 75
Рисунок 8. - Расчетная схема ведомого вала
13 . Проверо чный расчет подшипников качения
Назначаем предварительно для быстроходного вала редуктора -подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии 2207 ГОСТ 8328-75, для тихоходного вала - шариковые радиальные однорядные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75.
Расчёт подшипников качения быстроходного вала.
Подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами 2207 ГОСТ 8328-75.
С 0 = 17600 Н;
Суммарные реакции:
= =2061 Н, (97)
= 2241 Н. (98)
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре «2» т.к. , то X=1, Y=0.
K н (99)
где V=1 - коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца V=1)
Коэффициент, учитывающий вид работы
K т =1 - температурный коэффициент
К н - коэффициент нагрузки.
Тогда =K н =1 1 2241 1,5 1 0,81=2723 Н
Где р - показатель степени, для роликоподшипников p=10/3
Расчет подшипников качения тихоходного вала
Подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75
С 0 = 19800 Н;
Суммарные реакции:
= Н.
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре «3» т.к. , то X=1, Y=0.
K н
где V=1, K т =1, К н - коэффициент нагрузки.
=K н =1 1 3727 1,5 1 0,81=4528,3 Н
Условия подбора выполняются. L h =4000 ч.
14 . Конструирование подшипниковых узлов
В качестве опоры быстроходного вала принимаем подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии №2207 ГОСТ 8328-75. . Они предназначены для восприятия радиальных и небольших осевых нагрузок; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях. Благодаря способности самоустанавливаться они допускают несоосность посадочных мест (перекосы) до 2 - 3є.
В качестве опоры тихоходного вала принимаем подшипники радиальные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75. .Они воспринимают радиальные и ограниченные осевые нагрузки, действующие в обоих направлениях вдоль оси вала. Подшипники допускают перекосы валов до 10"; по сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух направлениях.
На быстроходном валу устанавливаем подшипники 2207 ГОСТ 8328-75:
· диаметр установки на вал d п = 35 мм;
· диаметр установки в корпус D = 72 мм;
· ширина В = 17 мм;
· размер фасок r = 2 мм;
· грузоподъемность динамическая С = 31,9 кН;
· грузоподъемность статическая С 0 = 17,6 кН.
На тихоходном валу устанавливаем подшипники 210 ГОСТ 8338-75:
· диаметр установки на вал d п = 50 мм;
· диаметр установки в корпус D = 90 мм;
· ширина В = 20 мм;
· размер фасок r = 2 мм;
· грузоподъемность динамическая С = 35,1 кН;
· грузоподъемность статическая С 0 = 19,8 кН.
Подшипники устанавливаем на валы посадкой с натягом. Принимаем поле допуска для валов - k6. Установку подшипников в корпус осуществляем посадкой с зазором, с полем допуска отверстия корпуса - Н7.
Во избежание попадания в подшипник продуктов износа передач, а также излишнего полива маслом подшипники защитим маслозащитными кольцами.
Подшипники закрываем крышками глухими и сквозными, через которые проходят концы валов из чугуна СЧ 15. Крышки выполняем привертными. Со стороны хвостовиков быстроходного и тихоходного валов устанавливаем сквозные крышки с резиновыми армированными манжетами для уплотнения. Остальные крышки выполняем глухими. Фланец крышки выполняем круглой формы.
Принимаем:
· толщину крышек д = 6 мм;
· размер фаски с = 2 мм;
· крепежные болты М8х25;
· число болтов z = 4;
· диаметр крышки:
Быстроходного вала D = 110 мм;
Тихоходного вала D = 130 мм.
Болтовые соединения уплотняем прокладками из маслостойкой резины.
1 5 . Выбор муфт
Для соединения тихоходного вала редуктора с валом рабочего органа используется муфта. Размер муфты выбираем по диаметру вала и расчётному вращающему моменту.
Согласно :
Т Р = к · Т НОМ = 1,5 · 315,15 = 472 Н·м. (101)
Принимаем для соединения валов муфту упругую втулочно-пальцевую 500-40-I2 ГОСТ 21424 - 75.
Номинальный вращающий момент: Т = 500 Н·м,
Диаметр на вал редуктора: d 2 = 40 мм,
Внешний диаметр муфты: D = 170 мм,
Рабочая длина на валу редуктора: l = 82 мм,
Допускаемая частота вращения n=3600 мин -1 ,
Радиальное смещение - 0,3 мм,
Угловое смещение - 1?.
16 . Расчет валов на усталостную прочность
Определяем расчетные коэффициенты запаса прочности при расчёте на выносливость согласно :
Где S у - запас прочности по нормальным напряжениям;
S ф - запас прочности по касательным напряжениям;
[S] - необходимый запас прочности вала при совместном действии нормальных и касательных напряжений.
Принимаем [S] = 2,5.
где у -1 - предел выносливости вала из углеродистой стали при симметричном цикле перемены нормальных напряжений;
К у - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
е у - масштабный коэффициент для нормальных напряжений;
в - коэффициент учёта влияния шероховатости поверхности.
Принимаем в=0 ,95 .
Ш у - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла.
Принимаем Ш у = 0,15. .
у m - среднее значение напряжения цикла перемены нормальных напряжений; у m =0, так как F a =0.
у v - амплитуда цикла перемены нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении.
где ф -1 - предел выносливости вала из углеродистой стали при симметричном цикле перемены касательных напряжений;
К ф - коэффициент концентрации напряжений при кручении
Ш ф - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла.
Принимаем Ш ф = 0,1.
ф m и ф v - среднее и амплитудное значения напряжения цикла перемены касательных напряжений;
W к - момент сопротивления сечения кручению;
М к - крутящий момент.
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные - по отнулевому.
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений вала и сравнения с требуемым значением запаса прочности.
Тихоходный вал. Вал изготавливаем из стали 45, назначаем термообработку - улучшение. .
у -1 = 0,43 · 750 = 323 МПа.
ф -1 = 0,58 · 323 = 188 МПа.
Рисунок 9.
Опасными являются сечения:
2-2 , 6-6, 8 - 8 - скругление шпоночного паза;
3-3, 4-4, - галтельный переход;
4-4, - место установки подшипников с гарантируемым натягом;
5-5 - колесо;
7 - 7 - место установки зубчатого колеса, шпоночный паз;
9 - 9 - канавка.
Сечение 7 - 7.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки и напрессованного на вал зубчатого колеса. d=56 мм, b=16 мм, t 1 =6 мм,
Ш в =0,15 , Ш ф =0,1 .
а) Шпоночная канавка: =1,77; .
б)Посадка ступицы колеса с гарантированным натягом:
Сравнивая значения для случая (а) и (б), отмечаем, что наиболее нагружен вал в случае (б). По нему и ведем расчет
Суммарный изгибающий момент:
Момент сопротивления изгибу:
Момент сопротивления кручению:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Сечение 4 - 4 .
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
; Ш у =0,15 , Ш ф =0,1 .
Изгибающий момент:
Полярный момент сопротивления:
Амплитуда нормальных напряжений:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициенты запаса прочности
Расчёт быстроходного вала (рисунок 13).
Вал изготовлен из стали 45, термообработка улучшение.
Рисунок 10.
Предел прочности стали 45равен .
Предел выносливости при симметричном цикле перемены нормальных напряжений:
у -1 = 0,43 · 750 = 324 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле перемены касательных напряжений:
ф -1 = 0,58 · 324= 188 МПа.
Опасными являются сечения:
1-1- место установки муфты, шпоночный паз;
2-2 - скругление шпоночного паза;
3-3, 6-6, 10-10 - галтельный переход;
4-4, 12-12 - канавки под упорные кольца;
5-5, 11-11 - место установки подшипников с гарантируемым натягом;
7-7, 9-9 - полушевроны;
8-8 - проточка между шевронами.
Определяем напряжения, действующие в этом сечении:
Где W и - момент сопротивления сечения изгибу;
М и - изгибающий момент;
Определяем отношение, согласно :
Определяем запас прочности при изгибе:
Определяем касательные напряжения:
Определяем отношение:
Определяем запас прочности при кручении:
Определяем запас прочности при совместном действии напряжений изгиба и кручения:
Условия прочности выполняются.
17 . Расчет шпоночных соединений
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Используем призматические шпонки со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360-78.
Напряжения смятия:
Согласно , допускаемое напряжение смятия при стальной ступице = 120 - 140 МПа, и при чугунной = 60 - 80 МПа.
Быстроходный вал:
d ХВ = 32 мм; b = 10 мм; h = 8 мм; t 1 = 5 мм; l ШП = 70 мм; Т Б = 119500 Н мм; чг = 60 - 80 МПа.
Тихоходный вал.
Шпонка зубчатого колеса:
d В = 56 мм; b = 16 мм; h = 10 мм; t 1 = 6 мм; l ШП =90 мм; Т Т =315150 Н мм; = 100 МПа (материал колеса - сталь 45).
Шпонка муфты:
d ХВ = 40 мм; b = 12 мм; h = 8 мм; t 1 = 5 мм; l ШП =80 мм; Т Т =315150 Н мм; чг = 60…80 МПа.
Условия прочности соблюдаются.
Список литературы
1. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр «Академия», 2003. - 496 с. ISBN 5-7695-1041-2 2. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие/ Под ред. С.А.Чернавского. - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416 с.
3. Иванов. М.Н. Учеб. для студентов втузов/Под ред. В. А. Финогенова. - 6-е изд., перераб. - М.: Высш. школа., 2000. - 383 с.: ил. ISBN 5-06-003537-9
4. Логин В.В. Расчет механического привода. Методические указания. - М.МИИТ, 1997 - 108 с.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Расчет одноступенчатого горизонтального цилиндрического редуктора с шевронной передачей. Выбор привода, определение кинематических и энергосиловых параметров двигателя. Расчет зубчатой передачи, валов, ременной передачи. Конструирование корпуса редуктора.
курсовая работа , добавлен 19.02.2015
Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса. Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя, определение передаточных чисел, разбивка по ступеням. Расчет прямозубой цилиндрической передачи. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала.
курсовая работа , добавлен 22.07.2015
Расчет цилиндрического редуктора с косозубыми зубчатыми колесами. Привод редуктора осуществляется электродвигателем через ременную передачу. Кинематический расчет привода. Расчет ременной передачи. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
курсовая работа , добавлен 09.01.2009
Кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора, шестерни, колеса. Первый этап компоновки редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений.
курсовая работа , добавлен 17.05.2012
Энергетический и кинематический расчёт привода. Клиноременная и зубчатая передачи, выбор электродвигателя. Конструирование основных деталей зубчатого редуктора. Расчет валов на статическую и усталостную прочность. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа , добавлен 08.03.2009
Силовой и кинематический расчет привода. Расчет закрытой зубчатой с цилиндрическими косозубыми колёсами и открытой ременной передач. Выбор смазочных материалов для передач и подшипников. Обоснование посадок и квалитетов точности для сопряжения привода.
курсовая работа , добавлен 14.04.2012
Разработка конструкции одноступенчатого цилиндрического редуктора привода галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки. Энергетический, кинематический и силовой расчеты привода, валов. Эскизная компоновка редуктора, проверочный расчет.
курсовая работа , добавлен 27.06.2011
курсовая работа , добавлен 09.05.2011
Кинематический расчет привода электродвигателя. Расчет цепной и зубчатой передач, их достоинства. Выбор и расчет муфты: определение смятия упругого элемента и пальцев муфты на изгиб. Конструирование рамы привода, крепления редуктора к ней. Расчет шпонок.
курсовая работа , добавлен 15.01.2014
Выбор типа ковшей, способов их загрузки и разгрузки, определение конструктивно-кинематических параметров элеватора. Выбор натяжного устройства и типоразмера тягового органа. Кинематический расчет привода. Конструирование корпуса элеватора и рамы привода.
ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ Раздел 1. Основные понятия Раздел 2. Механические передачи Раздел 3. Валы и опоры Раздел 4. Соединения. Допуски и посадки
1. 1 ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ ЛЕКЦИЯ 1 План: 1. 1. Введение. 1. 2 Основные понятия. Классификация деталей машин. 1. 3. Основные критерии работоспособности и расчета деталей машин. 1. 4. Понятие о надежности машин.
1. 1. Введение ТИПОВЫЕ ГОРНЫЕ МАШИНЫ и МЕХАНИЗМЫ 1. Экскаватор 2. Проходческий комбайн. 3. Буровой станок 4. Проходческий комплекс. 5. Погрузочная машина. 6. Ленточный транспортер.
Рисунок 1. Экскаватор: 1 - привод ходового механизма; 2 привод поворотного механизма; 3 - привод исполнительного органа; 4 - привод напорного механизма
Рисунок. 2. Проходческий комбайн: 1 - привод исполнительного органа; 2 - привод гусеничного хода; 3 – привод конвейера
Рисунок 3. Буровой станок: 1 – буровой инструмент; 2 – механизм подачи; 3 – вращатель с электромотором; 4 – бурильные трубы
Рисунок 4. Проходческий комплекс: 1 – привод ходового механизма; 2 – привод исполнительного механизма; 3 – привод погрузочного механизма
Рисунок 5. Погрузочная машина: 1 - привод рабочего органа; 2 - привод транспортера; 3 – привод гусеничного хода
Специфические условия эксплуатации: влажность и запыленность; абразивность разрушаемого массива; химическая активность шахтных вод; опасность обрушения горных пород на машину; случайный характер изменения прочностных свойств горных пород на различных участках горного массива; неравномерность перемещения машины; случайность изменения размеров и объема погружаемого материала; случайный характер поступления материала и его распределение на ленте конвейера и т. д. и т. п.
1. 2 Введение 1. 2. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ. КЛАССИФИКАЦИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН, ДЕТАЛИ МАШИН–это наука, в которой рассматри ДЕТАЛИ МАШИН ваются основы расчета и конструирования деталей и узлов общего назначения. Механизм искусственно созданная система тел, Механизм предназначенная для преобразования движения одного из них или нескольких в требуемые движения других тел. Машина механизм или сочетание механизмов, Машина которые служат для облегчения или замены труда человека и повышения его производительности.
Деталь - это часть машины, изготовленная без применения сборочных операций. Узел - крупная сборочная единица, имеющая вполне определенное функциональное назначение. Классификация деталей и узлов общего назначения: 1) соединительные детали; 2) механические передачи; 3) детали, обслуживающие передачи. Соединения: - неразъемные: заклепочные, сварные, клеевые; с натягом; - разъемные: резьбовые; шпоночные; шлицевые.
Передачи: - передачи зацеплением (зубчатые, червячные, цепные) ; - передачи трением (ременные, фрикционные). Детали, обслуживающие передачи: Детали, обслуживающие передачи - валы; - подшипники; - муфты; - смазочные устройства; - уплотнения; - корпусные детали.
1. 2 1. 3. Основные критерии работоспособности и расчета деталей машин Работоспособность деталей оценивают по следующим критериям: прочность; жесткость; износостойкость; теплостойкость; вибрационная устойчивость.
1. 2 Пути повышения надежности: . Ø - основы надежности закладываются конструктором при проектировании изделия. Плохо продуманные, не отработанные конструкции не надежны. Большую роль здесь играет стандартизация, унификация и т. д. ; Ø - улучшение качества производства конструкции; Ø - уменьшение напряженности деталей (рационально применять высокопрочные материалы, различные виды термической обработки, которые увеличивают нагрузочную способность зубчатых передач до 2… 4 раз); Ø - применение хорошей смазки; Ø - установка предохранительных устройств; Ø - должный контроль ОТ; Ø - резервирование.
Практическое занятие № 1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА Последовательность расчета: 1. Определить к. п. д привода. 2. Найти требуемую мощность двигателя. 3. Подобрать марку электродвигателя. 4. Найти общее передаточное число привода. 5. Разбить передаточное число привода по ступеням. 6. Вычислить частоту вращения каждого из валов привода. 7. Определить крутящие моменты на каждом из валов привода. 8. Составить сводную таблицу параметров привода.
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: Вращающий момент на тихоходном (четвёртом) валу привода: ТТ = 1639 Н∙м; Частота вращения тихоходного вала привода: nт = 25, 1 об/мин; Синхронная частота вращения двигателя nэ. д. синхр = 1000 об/мин. Данный привод состоит из: открытой передачи (плоскоремённой), двух закрытых передач (цилиндрического двухступенчатого редуктора с косозубой быстроходной ступенью и прямозубой тихоходной ступенью) и муфты.
): , 1. Определяем требуемую мощность на тихоходном валу привода 2. Вычисляем КПД привода, используя значения из таблицы 1: 0, 96∙ 0, 97∙ 0, 99=0, 894. 3. Находим требуемую мощность двигателя
, к. Вт. 4. По таблице 2 выбираем электродвигатель 4 АМ 132 S 6 У 3 (с учётом значения nэ. д. синхр и условия Рном ≥ Рэ. д): Рном=5, 5 к. Вт; nэ. д. ас=965 об/мин; dэ. д=38 мм; ℓ=80 мм. 5. Находим общее передаточное отношение привода
, . 6. Производим разбивку общего передаточного отношения привода между его ступенями (открытой передачей, быстроходной передачей редуктора и тихоходной передачей редуктора). Ориентировочно принимаем iоткр (ремён) = 1, 6 (руководствуясь таблицей 3 и местоположением передачи в приводе), тогда получаем передаточное отношение редуктора:
Т. к. редуктор состоит из двух ступеней, то в соответствии с рекомендациями таблицы 4 вычисляем передаточное отношение тихоходной и быстроходной ступеней редуктора:
Полученное значение округляем ближайшего стандартного по ряду Ra 20: u т. ред. (цил. прям)=4, 5. до округляем до u б. ред. (цил. косоз)=5, 6. Уточняем передаточное отношение ременной передачи:
На основании произведённых расчетов составляем сводную таблицу параметров привода (таблица 5. 2): Передаточное отношение ΙΙ nΙΙ 631 TΙΙ 70 nΙΙΙ 113 TΙΙΙ 380 25, 1 TΙV Значен ие TΙ nΙV Обозна чение 965 ΙV Значен ие nΙ ΙΙΙ Обозна чение Ι КПД Значен ие № Обозна чение Крутящий момент, Н·м Значен ие Частота вращения, об/мин Обозна чение Номер вала Т а б л и ц а 5. 2 – Параметры привода 47, 7 uоткр 1, 53 ηрем 0, 96 u б. ред 5, 6 ηцил. кос 0, 97 u т. ред 4, 5 1642 ηцил. пр×ηму 0, 97∙ 0, 99 ф
ДЕТАЛИ МАШИН и ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ Раздел – МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 2 ЛЕКЦИЯ 3 КОНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 6 ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 7 ЛЕКЦИЯ 4 РЕДУКТОРЫ ЛЕКЦИЯ 9 РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 10 ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 11 ЛЕКЦИЯ 8 ЛЕКЦИЯ 5
2. 1 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 2 ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ План: 2. 1. Назначение и классификация механических передач. 2. 2. Основные параметры механических передач.
2. 2 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 2. 1. Назначение и классификация механических передач Механические устройства, применяемые для пере дачи энергии от источника к потребителю с изменени ем угловой скорости или вида движения, называют механическими передачами. Применение привода обусловлено: 1. Число оборотов рабочего органа значительно отличается от числа оборотов электродвигателя. 2. При малом числе оборотов двигатель имеет низкий к. п. д. 3. Двигатель имеет вращательное движение, а рабочий орган требует поступательного и наоборот. 4. От одного электродвигателя можно передавать движение нескольким рабочим органам, имеющим разные скорости.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Классификация механических передач: По способу передачи движения: 1) трением (фрикционные, ременные); 2) передачи зацеплением (зубчатые, червячные, винтовые, цепные). По способу соединения звеньев передачи: 1) передачи непосредственного контакта (зубчатые, червячные, винтовые, фрикционные); 2) передачи гибкой связью (ременные, цепные).
2. 3 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 2. 2. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ Любая передача состоит из ведущего 1 (его параметры условились обозначать нечетными индексами) и ведомого (четные индексы) звеньев.
2. 4 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ 1. мощность на входе Р 1 и на выходе Р 2 ; 2. быстроходность n 1, n 2 ; 3. коэффициент полезного действия η 4. передаточное отношение i: ;
3. 1 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 3 ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ План: 3. 1. Достоинства, недостатки, области применения, классификация зубчатых передач. 3. 2. Геометрические параметры цилиндрических зубчатых передач. 3. 3. Особенности геометрии косозубых цилиндрических колес.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 3. 1. ДОСТОИНСТВА, НЕДОСТАТКИ, Об. ЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ, КЛАССИФИКАЦИЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ Зубчатая передача – это передача, движение в которой передается с помощью зацепления пары зубчатых колес. Меньшее из колес называют шестерней, а большее – колесом. Термин « зубчатое колесо» относится как к шестерне, так и колесу. Параметры шестерни отмечают индексом 1, а колеса – 2, например число зубье z 1 и z 2.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Достоинства зубчатых передач: § возможность передачи практически любых мощностей (до 50000 к. Вт и более) при весьма широком диапазоне окружных скоростей (до 30. . . 150 м/с); § постоянство передаточного отношения; § компактность, надежность и высокую усталостную прочность пе редачи; § высокий КПД (95… 98 %)) при высокой точности изготовле ния и монтажа, низкой шероховатости рабочей поверхности зубьев, жидкой смазке и передаче полной мощности; § простота обслуживания и ухода; § сравнительно небольшие силы давления на валы и их опоры; § возможность изготовления из самых разнообразных материалов, металлических и неметаллических.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Недостатки зубчатых передач: § ограниченность передаточного отношения; § являются источником вибрации и шума, особенно при низком качестве изготовления и монтажа и значительных скоростях; § при больших перегрузках возможна поломка деталей; § относительная сложность изготовления высокоточных зубчатых колес. ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ 1 ое место по распространению во всех отраслях народного хозяйства.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ КЛАССИФИКАЦИЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 1. По взаимному расположению осей валов колес: § цилиндрические; § конические; § винтовые и гипоидные. 2. По наклону зубьев: § прямозубые; § косозубые; § шевронные; § с круговым зубом. 3. По форме профиля: § эвольвентные; § с зацеплением Новикова.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ КЛАССИФИКАЦИЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 4. По конструктивному исполнению: § открытые; § закрытые. 2. В зависимости от характера движения осей зубчатых колес: § оси колес неподвижны; § оси колес подвижны (планетарные); § волновые. 3. В зависимости от окружной скорости колес: § тихоходные; § среднескоростные; § высокоскоростные.
3. 5 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 3. 2. Геометрические параметры цилиндрических передач Эвольвентное зацепление обеспечивает высокую прочность зубьев, простоту и удобство измерения параметров зацепления, взаимозаменяемость зубчатых колес при любых передаточных отношениях. Основная теорема зацепления: Модуль зацепления, мм Угол зацепления
3. 7 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Геометрические параметры цилиндрических передач диаметр делительной окружности диаметр выступов зубьев диаметр впадин зубьев высота головки зуба высота ножки зуба высота зуба межосевое расстояние
3. 8 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 3. 3. Особенности геометрии косозубых цилиндрических колес окружной шаг окружной модуль диаметр делительной окружности
Практическое занятие № 2 ВЫБОР МАТЕРИАЛА ПЕРЕДАЧ Последовательность расчета: 1. Выбрать материал шестерни (червяка) и колеса опираясь на теоретический материал: 1 группа с твёрдостью НВ ≤ 350 (термообработка – нормализация и улучшение); 2 группа с твёрдостью НВ > 350 (термообработка – объёмная или поверхностная закалка, нитроцементация, цианирование, азотирование). Обосновать выбор. 2. Выписать механические свойства выбранных материалов, вид термообработки. 3. Определить допускаемые контактные напряжения как для шестерни, так и для колеса. 4. Определить допускаемые изгибные напряжения как для шестерни, так и для колеса.
ПРИМЕР ВЫБОРА МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ [σH] И ИЗГИБНЫХ [σF] НАПРЯЖЕНИЙ Данный привод включает в себя две зубчатые передачи входящие в состав редуктора: быстроходная передача редуктора – цилиндрическая косозубая; тихоходная передача редуктора – цилиндрическая прямозубая. Косозубая зубчатая передача 1. Выбираем материалы со средними механическими характеристиками, исходя из условия для зубчатых колёс с косыми зубьями (НВср1 – НВср2) ≥ 70… 80, (из таблицы 6): Шестерня сталь 40 Х; Колесосталь 45; Dзагот до 120 мм; Dзагот любой; Т. О. – улучшение; Т. О. – нормализация; НВср1 = 270. НВср2 = 190.
2. Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле (22) с учётом рекомендаций таблицы 7: Шестерня, МПа Колесо МПа; . Т. к. для косозубых колёс при разности средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса (НВср1 – НВср2) ≥ 70 и НВ≤ 350 за допускаемое контактное напряжение пары принимают меньшее из двух полученных, то
, МПа; , МПа, ; МПа, окончательно принимаем [σH] = 434 МПа. 3. Рассчитываем допускаемые напряжения изгиба с исполь зованием данных из таблицы 8: Шестерня
4. 1 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 4 Зубчатые передачи План: 4. 1. Влияние числа зубьев на их форму и прочность. 4. 2. Понятие о корригировании зубчатых передач. 4. 3. Точность зубчатых передач. 4. 4. Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых передач. 4. 5. Виды разрушения зубьев и критерии работоспособности зубчатых передач.
4. 3 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 4. 2. Понятие о корригировании зубчатых передач Корригирование улучшение профиля зуба путем его Корригирование очерчивания другим участком той же эвольвенты по сравнению с нормальным зацеплением. Корригирование применяют: применяют Ø для устранения подрезания зубьев шестерни, если Ø для повышения изгибной прочности зубьев, что достигается увеличением их толщины; Ø для повышения контактной прочности, что достигается увеличением радиуса кривизны в полюсе зацепления; Ø для получения заданного межосевого расстояния передачи
4. 4 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Корригирование осуществляют смещением инструмента на величину «Хm» при нарезании зубьев. Положительное смещение – это смещение инструмента от центра зубчатого колеса Хm >0 Отрицательное - смещение к Отрицательное центру Хm
4. 5 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 4. 3. Точность зубчатых передач В стандартах предусмотрено 12 степеней точности Наиболее распространены 6, 7, 8 и 9 степени. Пример обозначения степени точности колес 8 В. Во избежание заклинивания зубьев в зацеплении должен быть гарантированный боковой зазор. Величина зазора регламентируется видом сопряжения зубчатых колес. Стандартом предусмотрено шесть видов сопряжения: сопряжения Н нулевой зазор, Е малый, С и Д уменьшенный, В нормальный, А увеличенный.
4. 6 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 4. 4. Силы в зацеплении прямозубых цилиндрических зубчатых передач, Окружная сила Радиальная сила
4. 7 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Силы в зацеплении косозубых цилиндрических зубчатых передач Окружная сила Радиальная сила Осевая сила
4. 8 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 4. 5. Виды разрушения зубьев и критерии работоспособности зубчатых передач Повторно – переменное воздействие нагрузки на зубья приводит: к поломке зубьев; к выкрашиванию рабочих поверхностей; к износу и заеданию зубьев. Для закрытых зубчатых передач: основной расчёт на контактную прочность; на контактную прочность проверочный расчёт зубьев на изгибную выносливость Для открытых передач наоборот.
5. 1 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 5 Зубчатые передачи План: 5. 1. Материалы зубчатых колес и их термообработка. 5. 2. Допускаемые контактные и изгибные напряжения. 5. 3. Расчет цилиндрических зубчатых передач на контактную прочность. 5. 4. Расчет цилиндрических зубчатых передач на изгибную прочность.
5. 2 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 5. 1. Материалы зубчатых колес и их термообработка Стальные зубчатые колеса разделяют на две основные группы: 1 - с твердостью Термообработка: нормализация или улучшение; Термообработка 2 - с твердостью Термообработка: объёмная закалка, закалка ТВЧ, Термообработка цементация, азотирование
5. 3 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 5. 2. Допускаемые контактные и изгибные напряжения 1. Допускаемые контактные напряжения 2. Допускаемые напряжения изгиба
5. 4 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 5. 3. Расчет цилиндрических зубчатых передач на контактную прочность Наибольшее контактное напряжение в зоне зацепления: удельная расчетная окружная сила:
5. 5 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 5. 4. Расчет цилиндрических зубчатых передач на изгибную прочность Напряжения изгиба удельная расчётная окружная сила при изгибе
6. 1 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 6 Конические зубчатые передачи План: 6. 1. Основные геометрические соотношения. 6. 2. Силы в зацеплении конических зубчатых передач. 6. 3. Расчет прямозубой конической передачи по напряжениям изгиба и на контактную прочность. 6. 4. Конические передачи с непрямыми зубьями.
6. 2 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 6. 1. Основные геометрические соотношения Передаточное отношение или Соотношение между модулями i ≤ 4, (до 6, 3)
6. 3 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 6. 1. Основные геометрические соотношения Внешнее конусное расстояние: Передаточное число: Высота головки и ножки зуба: .
6. 5 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 6. 3. Расчет прямозубой конической передачи по напряжениям изгиба и на контактную прочность Диаметры эквивалентных колес Эквивалентные числа зубьев Напряжения изгиба: Контактные напряжения:
6. 6 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 6. 4. Конические передачи с непрямыми зубьями с тангенциальными зубьями с круговыми зубьями
7. 1 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 7 Червячные передачи План: 7. 1. Достоинства, недостатки, области применения, передаточное число и классификация червячных передач. 7. 2. Геометрические параметры червячной передачи. 7. 3. Силы в зацеплении червячной передачи. 7. 4. Виды разрушения зубьев и критерии работоспособности червячных передач.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 7. 1. Достоинства и недостатки, области применения, передаточное число и классификация червячных передач. Достоинства передачи: 1) плавность и бесшумность работы; 2) компактность и сравнительно небольшая масса; 3) возможность большого редуцирования; 4) возможность самоторможения; 5) большая кинематическая точность. Недостатки: 1) сравнительно низкий КПД; 2) повышенный износ и склонность к заеданию; 3) применение для колес дорогих антифрикционных материалов; 4) повышенные требования к точности сборки.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Области применения: станки, подъемно транспортные машины, приборы т. д. ; при небольших и средних мощностях, обычно не более 50 квт. Передаточное число Обычно z 1 = 1 … 4 , следовательно, червячные передачи имеют большие передаточные числа. В силовых червячных передачах передаточное число рекомендуют до 10… 60; в приборах и делительных механизмах до 300 и более.
7. 2 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Классификация: По форме внешней поверхности червяка с цилиндрическим червяком с глобоидным червяком По форме профиля резьбы червяка архимедов червяк конволютный червяк эвольвентный червяк По направлению линии витка червяка -с правым -с левым направлением нарезки По расположению червяка относительно колеса с нижним с боковым с верхним расположением червяка
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ КПД червячной передачи зависит от числа заходов червяка: z 1 = 1 η = 0, 7… 0, 75 z 1 = 2 η = 0, 75… 0, 8 z 1 = 3 η =0, 8… 0, 85 z 1 = 4 η = 0, 85… 0, 9
7. 6 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 7. 3. СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ Окружная сила на колесе = осевой силе на червяке Радиальные силы Осевая сила на колесе = окружной силе на червяке
8. 2 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 7. 4. Виды разрушения зубьев и критерии работоспособности червячных передач. В червячной паре менее прочным элементом является зуб колеса. Основные виды разрушений и повреждений в червячных передачах: износ и заедание. Критерии работоспособности и расчета: Основной - расчет на контактную прочность зубьев, Проверочный - расчет на изгибную выносливость зубьев, а также – тепловой расчет червячной передачи и расчет на жесткость червяка.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 8. Червячные передачи План: 8. 1. Материалы и допускаемые напряжения. 8. 2. Расчет червячных передач на прочность по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба. 8. 3. Тепловой расчет червячных передач. 8. 4. Расчет вала червяка на жесткость.
8. 3 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 8. 1. МАТЕРИАЛЫ И ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ Материал венца червячного колеса Скорости скольжения Оловянистые бронзы 5. . . 25 м/сек Безоловянистые бронзы 2. . . 5 м/сек Серый чугун не более 2 м/с Материал червяка цементируемые стали (20 Х, 18 ХГТ) среднеуглеродистые стали (45, 40 ХН) с поверхностной закалкой Твердость поверхности
8. 4 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Допускаемые контактные напряжения: Øдля оловянистых бронз - из условия сопротивления усталостному выкрашиванию Øдля твердых бронз и чугунов - из условия сопротивления заеданию (или по эмпирическим формулам). Допускаемые напряжения изгиба: по эмпирическим формулам в зависимости от материала венца червячного колеса и характера нагрузки
8. 5 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 8. 2. Расчет червячных передач на прочность по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба Условие контактной прочности: прочности. Условие прочности зуба на изгиб:
8. 6 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 8. 3. Тепловой расчет червячных передач Условие теплового баланса по температуре масла в картере редуктора: Способы искусственного охлаждения: 1) увеличение поверхности редуктора; 2) обдув корпуса воздухом вентилятора; 3) установка в корпусе водяного охлаждения; 4) применение циркуляционных систем смазок. 8. 4. РАСЧЕТ ВАЛА ЧЕРВЯКА НА ЖЕСТКОСТЬ Условие жесткости вала червяка по величине прогиба:
9. 1 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 9 РЕДУКТОРЫ План: 9. 1. Классификация редукторов. 9. 2. Особенности конструкции и расчета цилиндрических, конических, червячных редукторов
9. 2 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 9. 1. Классификация редукторов Редукторы это механизмы, состоящие из передач Редукторы зацеплением с постоянным передаточным отношением, заключенные в корпус и предназначенные для понижения угловой скорости. Признаки классификации редукторов: Тип редуктора: Тип Ц - цилиндрический, К - конический, Ч - червячный, П - планетарный, Г - глобоидный Ш -, широкий У - узкий С - соосный М - мотор-редуктор Типоразмер редуктора Типоразмер Исполнение редуктора Исполнение определяют типом и определяют передаточным главными параметрами числом, вариантом сборки тихоходной ступени и формой концевых участков валов (аω, dae 2) Обозначение редуктора:
9. 3 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 9. 2. Особенности конструкции и расчета цилиндрических, конических и червячных редукторов. а)ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ РЕДУКТОРЫ Одноступенчатые редукторы применяют при передаточных числах u
9. 4 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ При u = 7… 40 выгоднее применять двухступенчатые редукторы: Редуктор с последовательным расположением ступеней
9. 5 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ б)Конические редукторы применяют для передачи вращающего момента между валами с взаимно перпендикулярным расположением осей Передаточные отношения для прямозубых при косых и редукторов круговых зубьях
9. 6 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ В) ЧЕРВЯЧНЫЕ РЕДУКТОРЫ применяют для передачи движения между перекрещивающимися валами. Передаточные отношения: Одноступенчатый червячный редуктор c нижним расположением червяка
9. 7 Редуктор с червяком сбоку от колеса МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Редуктор с вертикальным расположением вала колеса или червяка
9. 8 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Двухступенчатые редукторы с червячными передачами: цилиндрочервячный червячноцилиндрический u = 44, 6 … 480 червячночервячный u = 42, 25 … 3600
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ Предварительно все валы привода необходимо. пронумеровать и при расчетах присваивать определяемым параметрам индекс соответствующего вала. Расчеты выполнять последовательно для каждого вала привода. Ориентировочный расчет вала проводится только на кручение по пониженным допускаемым напряжениям, так как известен только крутящий момент Т, передаваемый валом (изгиб невозможно учесть ввиду того, что неизвестны точки приложения нагрузки к валу).
Диаметр входного или выходного конца вала редуктора, а также диаметр вала под зубчатое колесо для двухступенчатого редуктора определяют по формуле dк где Т – крутящий момент на валу, Н · м; – допускаемое касательное напряжение, МПа. Для валов из относительно мягких сталей при определении диаметра конца вала принимают = 20… 25 МПа, для промежуточных валов = 10… 15 МПа
Если редуктор непосредственно примыкает к электродвигателю, то диаметр входного конца вала редуктора принимают равным dк = (0, 8. . . 1, 2) dдв, где dдв – диаметр вала электродвигателя для установки муфты между ва лами электродвигателя и редуктора. Диаметры остальных участков вала находят последовательным изменением диаметра предыдущего участка на 2. . . 5 мм (рис. 1). Полученные значения округляют до ближайшего стандартного значения (табл. 2).
входной вал цилиндрического редуктора; выходной вал цилиндрического, конического и червячного редукторов входной вал конического редуктора
Возможно два конструктивных исполнения входных валов: шестерню изготавливают заодно с валом (вал шестерня) и отдельно от него (насадная шестерня). Для насадной шестерни d f 1 > 1, 2 dш, где d f 1 – диаметр по впадинам зубьев шестерни, dш – диаметр вала под шестерней. Таблица 2. Стандартные значения диаметров валов Диаметры валов подшипники, мм 15; 17; 20; 25; 30; 35; 40; 45; 50; 55; 60 и т. д. 10; 10, 5; 11, 5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; Прочие диаметры 18; 19; 21; 22; 24; 26; 28; 30; 32; 34; 36; валов (ГОСТ 6636 -69), 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; мм 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100 и т. д
Диаметры ступеней валов обозначают следующим образом: dк – диаметр входного (или выходного) конца вала; dу – диаметр вала под уплотнение и крышку подшипника; dп – диаметр вала подшипник; dзк – диаметр вала под зубчатое колесо; dб – диаметр буртика; dш – диаметр вала под шестерней; d – диаметр вала для выхода режущего инструмента; dа 1 – диаметр червяка по вершинам витков (определен при расчете червячной передачи, так как червяк, как правило, выполняют заодно с валом и только в редких случаях напрессовывают на вал) или диаметр по вершинам зубьев шестерни.
Пример расчета диаметров участков вала редуктора (в расчете диаметры участков вала сразу округлены по ГОСТам): dк = 38 мм (по формуле (1)); dу = 38 + 2 = 40 мм; dп = 40 + 5 = 45 мм; dзк = 45 + 3 = 48 мм; dб = 48 + 2 = 50 мм. Буртик может находиться как с правой стороны зубчатого колеса, так и с левой.
По найденному диаметру вала подшипник подбирают стандартные радиальные (если Fa = 0 или Fa 0, 3 Ft) или радиально упорные подшипники легкой или средней серии и выписывают их характеристики. Серию в дальнейшем уточняют при расчете подшипников. При проектировании промежуточного вала с раздвоенной шестерней определяют диаметр вала по формуле (1) под колесом, а диаметры вала под шестернями принимают на 2. . . 5 мм меньше найденного.
10. 1 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 10 РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ План: 10. 1. Достоинства, недостатки, области применения, классификация ременных передач. 10. 2. Силы и напряжения в ремне. 10. 3. Критерии работоспособности ременных передач. 10. 4. Детали ременных передач.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 10. 1. Достоинства, недостатки, области применения и классификация ременных передач Передачу механической энергии, осуществляемую гибкой связью посредством трения между ремнем и шкивом, называют ременной.
10. 2 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Классификация ременных передач По виду ремня различают ременные передачи: круглоременные плоскоременные клиноременные поликлиноременные Передаточное отношение ременных передач: зубчатые
10. 3 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Достоинства ременных передач: v 1) возможность передачи энергии на значительные расстояния: (6… 5 м); v 2) простота и низкая стоимость конструкции; v 3) плавность и бесшумность хода, способность смягчать удары и предохранять от перегрузок при буксовании; v 4) возможность работы в широком диапазоне скоростей (до 100 м/с) и мощностей (от долей киловатта до сотен киловатт) v 5) простота обслуживания и ухода; v 6) относительно высокий КПД: 0, 91… 0, 98.
10. 4 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Недостатки: v 1) непостоянство передаточного отношения вследствие упругого скольжения, меняющегося в зависимости от нагрузки; v 2) относительно большие габариты передачи и невысокая долговечность ремня (особенно в быстроходных передачах); v 3) вытягивание ремня в процессе эксплуатации передачи приводит к необходимости установки дополнительных устройств (натяжной ролик); v 4) большие нагрузки на валы и их опоры (подшипники).
10. 5 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 10. 2. СИЛЫ И НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ сила в ведомой ветви С И Л Ы сила давления на валы - сила предварительного натяжения ремня - окружная сила - центробежная сила: сила в ведущей ветви
10. 7 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 10. 3. Критерии работоспособности ременных передач Тяговая способность ремня: площадь поперечного сечения ремня: Долговечность ремня: число пробегов ремня: для плоских ремней для клиновых ремней
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 10. 8 10. 4. Детали ременных передач Резинотканевые плоские ремни Клиновые ремни нарезные послойные кордтканевые спирально корд шнуровые завернутые
11. 1 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ 11 ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ План: 11. 1. Преимущества, недостатки, области применения. 11. 2. Основные геометрические соотношения. 11. 3 Конструкции основных элементов цепных передач. 11. 4. Критерии работоспособности и расчета цепных передач.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 11. 1. Преимущества, недостатки, области применения Цепную передачу относят к передачам зацеплением с гибкой связью.
11. 2 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Достоинства: 1) могут передавать движение на значительные расстояния (до 8 м); 2) более компактны (по сравнению с ременными), 3) могут передавать большие мощности до до 100 к. Вт; 4) меньшие силы, действующие на валы значительно; 5) отсутствует проскальзывание; 6) могут передавать движение одной цепью нескольким звездочкам.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Недостатки: 1) значительный шум вследствие удара звена цепи при входе в зацепление, особенно при малом числе зубьев и большом шаге; 2) сравнительно быстрый износ шарниров цепи (затруднен подвод смазки); 3) удлинение цепи из-за износа шарниров, что требует применения натяжных устройств.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Цепные передачи применяют в станках, транспортных машинах, горном оборудовании, подъёмно транспортных устройствах и т. д. при значительных межосевых расстояниях, когда зубчатые передачи не применимы, а ременные передачи ненадежны. Наибольшее применение получили цепные передачи мощностью до 120 к. Вт при окружных скоростях до 15 м/с (500 об/мин). Передаточное отношение цепной передачи
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. Рекомендуют применять передачи с передаточным отношением до 7, допускают до 10… 14. Следует учитывать, что с увеличением передаточных отношений значительно возрастают габариты передачи. Потери в цепной передаче складываются из потерь на трение в шарнирах цепи, на зубьях звездочек и опорах валов. Среднее значение КПД цепной передачи достигает
11. 3 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 11. 2. Основные геометрические соотношения Основным параметром цепи является шаг t передачи. Он принимается по ГОСТу. Чем больше шаг, тем выше: нагрузочная способность цепи, но сильнее удар звена цепи о зуб звёздочки в период набегания цепи на звездочку, меньше плавность, бесшумность и долговечность передачи. Оптимальное межосевое расстояние передачи принимают из условий долговечности цепи: где t – шаг цепи.
; МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Рекомендуют принимать нижние значения а для передач с передаточным отношением верхние значения а для передач у которых Число звеньев цепи W определяют в зависимости от межосевого расстояния, округляют до целого числа, которое желательно брать четным, чтобы не применять специальных соединительных звеньев. Диаметр делительной окружности звездочки dд =
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 11. 3. Конструкция основных элементов цепной передачи Приводная цепь – главный элемент цепной передачи. Основные типы стандартизированных приводных цепей: втулочные, втулочно роликовые и зубчатые. Втулочные применяют при скоростях 2 м/с. Втулочно роликовые цепи имеют широкое распространение их применяют при скоростях 20 м/с. Ролик позволяет выравнивать давление зуба звездочки на втулку и уменьшить изнашивание как втулки, так и зуба. Они бывают одно, двух, трех и четырехрядными. Зубчатые цепи применяют при больших скоростях до 35 м/с.
11. 4 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Зубчатая цепь Втулочно-роликовая цепь (Втулочная цепь) Звездочки во многом подобны зубчатым колесам. Профиль и размеры зубьев звездочки зависят от типа и размеров цепи. Для цепей все размеры звездочек стандартизованы. Зубья звездочек выполняют с выпуклым, прямолинейным и вогнутым профилем.
11. 5 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 11. 4. Критерии работоспособности и расчета цепных передач Стандартные цепи конструируют равнопрочными по напряжениям во всех деталях. Для большинства условий работы цепных передач основной причиной потери работоспособности является износ шарниров цепи. Поэтому основным критерием работоспособности цепных передач является долговечность цепи, определяемая износом шарниров. Долговечность приводных цепей по износу составляет 3… 5 тыс. часов работы.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ, МПа, Для увеличения долговечности цепной передачи принимают по возможности большее число зубьев меньшей звездочки (z 1 = 19… 31). Среднее давление в шарнире цепи pц не должно превышать допускаемого для данного типа цепи pц = Кэ – коэффициент эксплуатации: Кэ = КД КС К Крег Кр.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Эскизная компоновка редуктора Цель эскизной компановки: 1. Определение расстояния между опорами валов и длин консольных участков валов; 2. Определение точек приложения сил, нагружающих валы; 3. Проверка не накладываются ли валы (зубчатые колеса) одной ступени редуктора на валы (зубчатые колеса) другой ступени; 4. Размещение внутри редуктора зубчатых колес всех ступеней так, чтобы получить минимальные внутренние размеры редуктора.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Исходные данные: 1. Размеры зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач; 2. Диаметры валов после их предварительного определения. Размеры, необходимые для выполнения компоновки: 1. Длина и диаметр ступиц колес 1. Габаритные размеры подшипников качения; 2. Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора: до торцев зубчатых колес е = 8… 15 мм; углубление подшипников е 1 = 3… 5 мм; 3. Расстояние между торцами вращающихся деталей е 2 = 10… 15 мм;
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 4. Радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени и валом другой ступени (min) е 3 = 15… 20 мм; 5. Расстояние от торца подшипника до торца шкива (звездочки) s = 25… 35 мм.
МЕХАНИКА ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА Модуль 3 Раздел 13 – ВАЛЫ И ОПОРЫ ВАЛЫ И ОСИ ПОДШИПНИКИ МУФТЫ ЛЕКЦИЯ 12 ЛЕКЦИЯ 14 ЛЕКЦИЯ 15 ЛЕКЦИЯ 13
МЕХАНИКА 12. 1 Модуль 3 ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА ВАЛЫ И ОПОРЫ ВАЛЫ И ОСИ ЛЕКЦИЯ 12 План: 12. 1. Общие сведения. 12. 2. Ориентировочный расчет валов. 12. 3. Проверочный расчет валов на статическую прочность
ВАЛЫ И ОПОРЫ 12. 2 ВАЛЫ И ОСИ Ось поддерживает сидящие на Ось ней детали. При работе испытывает напряжения изгиба Оси бывают неподвижными и подвижными Вал поддерживает сидящие на нем детали и передает крутящий момент вдоль своей оси. При работе испытывает, напряжения от изгиба и кручения (иногда от растяжения-сжатия)
ВАЛЫ И ОПОРЫ 12. 3 ВАЛЫ И ОСИ Классификация валов По геометрической форме оси прямые коленчатые гибкие По конструкции гладкие ступенчатые (фасонные) По типу сечения сплошные полые Материалы валов - углеродистые и легированные стали - без т/о: Ст. 5, Ст. 6, с то – стали 45, 40 Х; - для быстроходных валов: стали 20, 20 Х, 12 ХН 3 А.
ВАЛЫ И ОПОРЫ 12. 4 ВАЛЫ И ОСИ Основными критериями работоспособности и расчета валов и осей является статическая и усталостная прочность. Расчет валов проводится в три этапа: 1 этап - Ориентировочный расчет 2 этап - Промежуточный или проверочный расчет 3 этап - Уточненный расчет или расчет на усталость
ВАЛЫ И ОПОРЫ 12. 5 ВАЛЫ И ОСИ 1 этап - Ориентировочный расчет вала - это определение радиальных размеров исходя из прочности вала на кручение и особенностей конфигурации вала Минимальный диаметр вала из условия статической прочности на кручение:
ВАЛЫ И ОПОРЫ 12. 5 ВАЛЫ И ОСИ 1 этап - Ориентировочный расчет вала Осевые размеры вала (расстояния между точками приложения нагрузок) из эскизной компановки механизма:
ВАЛЫ И ОПОРЫ 12. 6 ВАЛЫ И ОСИ 2 этап - Промежуточный (проверочный) расчет валов - это расчет на статическую прочность с учетом совместного действия кручения и изгиба Øвал заменяют балкой на опорах-подшипниках, Øстроят эпюры изгибающих и крутящих моментов, Øнаходят эквивалентный момент в опасном сечении Øуточняют диаметр вала в этом сечении:
МЕХАНИКА 13. 1 Модуль 3 ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА ВАЛЫ И ОПОРЫ ВАЛЫ И ОСИ ЛЕКЦИЯ 13 План: 13. 1. Уточненный расчет валов
ВАЛЫ И ОПОРЫ 13. 2 ВАЛЫ И ОСИ 3 этап - Уточненный расчет валов (расчет вала на усталость) - это определение расчетных коэффициентов запаса усталостной прочности в опасном сечении Условие усталостной прочности вала Коэффициенты запаса усталостной прочности: при изгибе при кручении
ВАЛЫ И ОПОРЫ 13. 2 ВАЛЫ И ОСИ 3 этап - Уточненный расчет валов При расчете принимают, что: - напряжения изгиба σ изменяются по симметричному циклу, - напряжения кручения τ - по отнулевому (пульсирующему) циклу. σ τ
ВАЛЫ И ОПОРЫ 13. 2 ВАЛЫ И ОСИ 3 этап - Уточненный расчет валов С учетом механических характеристик материала вала определяют коэффициенты концентрации напряжений Кσ , К τ по виду напряжений концентраторов напряжений в опасных сечениях
ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ ЛЕКЦИЯ 1 План: 1. 1. Области применения подшипников скольжения. 1. 2. Конструкции и материалы подшипников скольжения. 1. 3. Условия работы и виды разрушения подшипников скольжения. 1. 4. Основные условия образования режима жидкостного трения.
14. 2 1. 1. Области применения подшипников скольжения 1) высокоскоростные подшипники; 2) подшипники прецизионных машин; 3) подшипники тяжелых валов (диаметром более 1 м); 4) разъемные подшипники, например, для коленчатых валов; 5) подшипники, работающие в особых условиях (воде, агрессивных средах и т. д.); 6) подшипники, воспринимающие ударные и вибрационные нагрузки; 7) подшипники дешевых тихоходных механизмов и др.
14. 3 1. 2. Конструкции и материалы подшипников скольжения Основные элементы подшипника: вкладыш 1 корпус 2 Корпус и вкладыш могут быть разъемными или неразъемными
14. 4 1. 3. Условия работы и виды разрушения подшипников скольжения Основным критерием расчета подшипников скольжения является образование режима жидкостного трения. Одновременно жидкостного трения. обеспечиваются критерии по износу и заеданию. износу
ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ ЛЕКЦИЯ 2 План: 2. 1. Достоинства, недостатки и классификация подшипников качения. 2. 2. Виды разрушения подшипников качения. Критерии их работоспособности. 2. 3. Практический расчет (подбор) подшипников качения.
2. 1. Достоинства, недостатки и классификация подшипников качения Достоинства: § сравнительно малая стоимость; § высокая степень взаимозаменяемости; § малый расход смазки; § малые потери на трение и незначительный нагрев; §простота обслуживания и ухода. Недостатки: § высокая чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам; § малая надежность в высокоскоростных приводах; § сравнительно большие радиальные размеры; § шум при больших скоростях.
14. 5 Классификация подшипников качения 1) по форме тел качения 3) по габаритам и нагрузочной шариковые; способности пять серий: способности роликовые; сверхлегкая, 2) по направлению особолегкая, воспринимаемой нагрузки легкая, радиальные; средняя, -упорные; тяжелая серия. - радиально упорные. 4) по классам точности: по классам точности 0 – нормального, 6 – повышенного, 5 высокого, 4 особо высокого, 2 сверх высокого.
14. 7 Конструктивные элементы подшипника качения Тело качения Наружное кольцо Сепаратор Внутреннее кольцо МАТЕРИАЛЫ Тела качения и кольца - высокопрочные шарикоподшипниковые стали ШX 15, ШХ 20 и др. (HRC 61… 66) Сепараторы - мягкая листовая сталь. Сепараторы высокоскоростных подшипников - бронзы, латуни, легкие сплавы или пластмассы
14. 8 2. 2. Виды разрушения подшипников качения. Критерии их работоспособности. Виды разрушения подшипников качения: - усталостное выкрашивание рабочих поверхностей тел качения и беговых дорожек колец; - пластические деформации на дорожках качения (вмятины); - задиры рабочих поверхностей качения; - абразивный износ; - разрушение сепараторов разрушения (основная причина потери работоспособности); - раскалывание колец и тел качения.
Критерии работоспособности подшипников качения: - долговечность и динамическая грузоподъемность по усталостному выкрашиванию для подшипников, вращающихся с угловой скоростью рад/с; - статическая грузоподъемность по пластическим деформациям для невращающихся или маловращающихся подшипников с угловой скоростью рад/с.
14. 9 2. 3. Практический расчет (подбор) подшипников качения Условие подбора Номинальная динамическая грузоподъемность Эквивалентная нагрузка на подшипник Номинальный срок службы в миллионах оборотов:
15. 1 МУФТЫ ЛЕКЦИЯ 14 План: 15. 1. Классификация муфт, назначение и методика их выбора
15. 3 МУФТЫ Муфты - это устройства, служащие для соединения валов и передачи крутящего момента. Дополнительное назначение муфт: Ø для выключения и включения исполнительного механизма при непрерывно работающем двигателе (управляемые муфты); муфты Ø для предохранения машины от перегрузки (предохранительные муфты); муфты Ø для компенсации вредного влияния несоосности валов, связанной с неточностью монтажа (компенсирующие муфты); муфты Ø для уменьшения динамических нагрузок (упругие муфты) и т. д. муфты Основная паспортная характеристика муфт - крутящий момент, на передачу которого она рассчитана. Муфты подбирают по ГОСТу по расчётному крутящему моменту: Где - коэффициент режима работы муфты
ВАЛЫ И ОПОРЫ 15. 4 МУФТЫ Классификация Муфты Не расцепляемые Неподвижные (глухие) Упругие Сцепные управляемые Подвижные компенсирующие Свободного хода (обгонные) Жесткие С разрушающимся элементом С металлическим упругим элементом Сцепные самодействующие С неметаллическим упругим элементом Центробежные Предохранительные С не разрушающимся элементом
ВАЛЫ И ОПОРЫ 15. 5 МУФТЫ ГЛУХИЕ МУФТЫ Глухие муфты образуют жесткое и неподвижное соединение валов. К ним относятся втулочные и фланцевые муфты.
ВАЛЫ И ОПОРЫ 15. 6 МУФТЫ КОМПЕНСИРУЮЩИЕ ЖЕСТКИЕ Различают три вида отклонений от правильного взаимного расположения (несоосности) валов: Ø продольное смещение, Ø радиальное смещение или эксцентриситет Ø угловое смещение или перекос Компенсация вредного влияния несоосности валов достигается: 1) за счет подвижности практически жестких деталей компенсирующие жесткие муфты; муфты 2) за счет деформации упругих деталей - упругие муфты
ВАЛЫ И ОПОРЫ 15. 8 МУФТЫ КОМПЕНСИРУЮЩИЕ УПРУГИЕ МУФТЫ - компенсируют несоосность валов; - устраняют резонансные колебания, изменяя жесткость системы - снижают величину кратковременных перегрузок узлов машины. Металлические упругие элементы 1) витые цилиндрические пружины 2) стержни или пакеты пластин 3) пакеты разрезных гильзовых пружин 4) змеевидные пружины
ВАЛЫ И ОПОРЫ 15. 9 МУФТЫ КОМПЕНСИРУЮЩИЕ УПРУГИЕ МУФТЫ Неметаллические упругие элементы Муфта с упругой оболочкой
ВАЛЫ И ОПОРЫ 15. 10 МУФТЫ УПРАВЛЯЕМЫЕ ИЛИ СЦЕПНЫЕ МУФТЫ 1) муфты, основанные на зацеплении (кулачковые и зубчатые); зубчатые 2) муфты, основанные на трении (фрикционные). фрикционные Кулачковая муфта Фрикционные муфты дисковая коническая
ВАЛЫ И ОПОРЫ 15. 11 МУФТЫ АВТОМАТИЧЕСКИЕ ИЛИ САМОУПРАВЛЯЕМЫЕ МУФТЫ предназначены для автоматического разъединения валов в момент, когда параметры работы машины становятся недопустимыми 1) муфты предохранительные 2) центробежные муфты 3) муфты свободного хода Фрикционная роликовая муфта свободного хода
16. 2 СОЕДИНЕНИЯ Разъемные соединения РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ КЛЕММОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ С НАТЯГОМ Неразъемные соединения СВАРНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ КЛЕЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ЗАКЛЕПОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ПАЯНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ
16. 3 Разъемные соединения СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ. Классификация: В зависимости от формы резьбовой поверхности: цилиндрические и конические резьбы. В зависимости от формы профиля резьбы: треугольные, упорные, трапецеидальные, прямоугольные, круглые. В зависимости от направления винтовой линии резьбы: правые и левые В зависимости от числа заходов резьбы: однозаходные и многозаходные. В зависимости от назначения резьбы: крепежные, крепежно–уплотняющие, для передачи движения Основной критерий работоспособности – прочность нарезанной части стержня на растяжение
16. 5 СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Соединения призматическими шпонками Основной критерий работоспособности шпоночных соединений - прочность на смятие и срез. Условие прочности на смятие Допускаемые напряжения смятия - [ см] = 60… 150 МПа Условие прочности на срез: Допускаемые напряжения среза [ ср] = 70… 100 МПа
16. 6 СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ СОЕДИНЕНИЯ С НАТЯГОМ Наиболее распространены цилиндрические соединения, в которых одна деталь охватывает другую по цилиндрической поверхности. Достоинства: простота конструкции, хорошее базирование соединяемых деталей; большая нагрузочная способность. Недостатки: сложность сборки и особенно разборки; рассеивание прочности соединения в связи с колебаниями размеров в пределах допусков Прочность соединения обеспечивают натягом, который образуется в выбранной посадке. Значение натяга определяется необходимым контактным давлением pm на посадочной поверхности соединяемых деталей
16. 7 СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ СВАРНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Классификация: 1) по взаимному расположению соединяемых элементов: соединения встык; внахлестку; втавр; угловые; 2) по способу сварки: соединения, выполненные дуговой сваркой металлическим электродом; контактной сваркой; 3) по направлению воспринимаемого швом усилия: соединения, выполненные лобовыми швами; фланговыми швами; комбинированными швами.
16. 8 СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ СВАРНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Стыковое соединение Тавровое соединение Соединение внахлестку Стыковые соединения проверяют на прочность при растяжении (сжатии) и изгибе. Соединения внахлестку рассчитывают на срез по наименьшей площади сечения, расположенного в биссекторной плоскости прямого угла поперечного сечения шва
МЕХАНИКА 17. 1 Модуль 3 ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ЛЕКЦИЯ 17 План: 17. 1. Основные положения системы допусков и посадок 17. 2. Система допусков и посадок подшипников качения 17. 3. Посадки шпоночных соединений 17. 4. Допуски формы и расположения поверхностей
СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ 17. 2 ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ СИСТЕМЫ ДОПУСКОВ И ПОСАДОК Номинальный размер детали; Действительный размер детали Отверстие Вал Сопряженные детали Зазор Натяг Предельное верхнее отклонение Предельное нижнее отклонение Действительное отклонение Допуск размера Поле допуска Посадка
СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ 17. 3 ДОПУСКИ И ПОСАДКИ Обозначение посадок: отклонение для отверстия Ø номинальный размер Ø отклонение для вала основное отклонение квалитет
СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ 17. 4 ДОПУСКИ И ПОСАДКИ Обозначение посадок: Две системы образования посадок: посадок 1) система отверстия Ø 2) система вала Ø 19 квалитетов: в порядке понижения нормирования точности 0, 1; 0; 1; 2; 3; . . . ; 17 0, 1; 0; 1 - предназначены для оценки точности концевых мер; 2… 4 - калибров и особо точных изделий; 5… 13 для образования посадок; 14… 17 для свободных размеров
СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ 17. 5 ДОПУСКИ И ПОСАДКИ Посадки с натягом: Поле допуска для тонкостенных деталей: Переходные посадки Посадки с зазором:
СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ 17. 6 ДОПУСКИ И ПОСАДКИ Посадки подшипников качения Посадки шпоночных соединений Три типа шпоночных соединений: 1) свободное для паза на валу: для паза во втулке: 2) нормальное и соответственно 3) Плотное и соответственно
СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ 17. 7 ДОПУСКИ И ПОСАДКИ Допуски формы и расположения поверхностей Виды погрешностей формы и расположения поверхностей: Пример обозначения отклонений формы и расположения поверхностей
17. 8 ДОПУСКИ И ПОСАДКИ СОЕДИНЕНИЯ. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ Шероховатость поверхности Обозначение шероховатости: Виды знаков шероховатости: - вид обработки не устанавливается; - поверхность должна быть образована удалением слоя материала; - поверхность должна быть образована без удаления материала.
Развитие современного общества отличается от древнего тем, что люди изобрели и научились пользоваться разного рода машинами. Сейчас даже в самых далеких деревушках и самых отсталых племенах пользуются плодами технического прогресса. Вся наша жизнь сопровождается использованием техники.
В процессе развития общества, по мере механизации производства и транспорта, увеличения сложности конструкций, возникла необходимость не только бессознательно, но и научно подойти к производству и эксплуатации машин.
С середины XIX века в университетах Запада, а чуть позже в Санкт-Петербургском университете в преподавание вводится самостоятельный курс "Детали Машин". Сегодня без этого курса немыслима подготовка инженера-механика любой специальности.
Процесс обучения инженеров по всему миру имеет единую структуру:
- На первых курсах вводятся фундаментальные науки, которые дают знания об общих законах и принципах нашего мира: физика, химия, математика, информатика, теоретическая механика, философия, политология, психология, экономика, история и т.п.
- Затем начинают изучаться прикладные науки, которые объясняют действие фундаментальных законов природы в частных сферах жизни. Например, техническая термодинамика, теория прочности, материаловедение, сопротивление материалов, вычислительная техника и т.п.
- Начиная с 3-го курса, студенты приступают к изучению общетехнических наук, таких как "Детали машин", "Основы стандартизации", "Технология обработки материалов" и т.п.
- В завершении вводятся специальные дисциплины, когда и определяется квалификация инженера в соответствующей специальности.
Учебная дисциплина "Детали машин" ставит целью изучение студентами конструкций деталей и механизмов приборов и установок; физических принципов работы приборов, физических установок и технологического оборудования, используемых в атомной отрасли; методик и расчетов конструирования, а также способов оформления конструкторской документации. Для того, чтобы быть готовым к постижению этой дисциплины необходимо владение базовыми знаниями, которые преподаются в курсах «Физика прочности и сопротивление материалов», «Основы материаловедения», «Инженерная графика», «Информатика и информационные технологии».
Предмет "Детали машин" является обязательным и основным для курсов, где предполагается проведение курсового проекта и дипломного проектирования.
Детали машин как научная дисциплина рассматривает следующие основные функциональные группы.
- Корпусные детали, несущие механизмы и другие узлы машин: плиты, поддерживающие машины, состоящие из отдельных агрегатов; станины, несущие основные узлы машин; рамы транспортных машин; корпусы ротационных машин (турбин, насосов, электродвигателей); цилиндры и блоки цилиндров; корпусы редукторов, коробок передач; столы, салазки, суппорты, консоли, кронштейны и др.
- Передачи - механизмы, передающие механическую энергию на расстояние, как правило, с преобразованием скоростей и моментов, иногда с преобразованием видов и законов движения. Передачи вращательного движения, в свою очередь, делят по принципу работы на передачи зацеплением, работающие без проскальзывания, - зубчатые передачи, червячные передачи и цепные, и передачи трением - ремённые передачи и фрикционные с жёсткими звеньями. По наличию промежуточного гибкого звена, обеспечивающего возможность значительных расстояний между валами, различают передачи гибкой связью (ремённые и цепные) и передачи непосредственным контактом (зубчатые, червячные, фрикционные и др.). По взаимному расположению валов - передачи с параллельными осями валов (цилиндрические зубчатые, цепные, ремённые), с пересекающимися осями (конические зубчатые), с перекрещивающимися осями (червячные, гипоидные). По основной кинематической характеристике - передаточному отношению - различают передачи с постоянным передаточным отношением (редуцирующие, повысительные) и с переменным передаточным отношением - ступенчатые (коробки передач) и бесступенчатые (вариаторы). Передачи, преобразующие вращательное движение в непрерывное поступательное или наоборот, разделяют на передачи винт - гайка (скольжения и качения), рейка - реечная шестерня, рейка - червяк, длинная полугайка - червяк.
- Валы и оси служат для поддерживания вращающихся деталей машин. Различают валы передач, несущие детали передач — зубчатые колёса, шкивы, звёздочки, и валы коренные и специальные, несущие, кроме деталей передач, рабочие органы двигателей или машин орудий. Оси, вращающиеся и неподвижные, нашли широкое применение в транспортных машинах для поддержания, например, неведущих колёс. Вращающиеся валы или оси опираются на подшипники, а поступательно перемещающиеся детали (столы, суппорты и др.) движутся по направляющим. Наиболее часто в машинах используют подшипники качения, их изготавливают в широком диапазоне наружных диаметров от одного миллиметра до нескольких метров и массой от долей грамм до нескольких тонн.
- Для соединения валов служат муфты. Эта функция может совмещаться с компенсацией погрешностей изготовления и сборки, смягчением динамических воздействий, управлением и т.д.
- Упругие элементы предназначаются для виброизоляции и гашения энергии удара, для выполнения функций двигателя (например, часовые пружины), для создания зазоров и натяга в механизмах. Различают витые пружины, спиральные пружины, листовые рессоры, резиновые упругие элементы и т.д.
- Соединительные детали являются отдельной функциональной группой. Различают: неразъёмные соединения, не допускающие разъединения без разрушения деталей, соединительных элементов или соединительного слоя - сварные, паяные, заклёпочные, клеевые, вальцованные; разъёмные соединения, допускающие разъединение и осуществляемые взаимным направлением деталей и силами трения или только взаимным направлением. По форме присоединительных поверхностей различают соединения по плоскостям и по поверхностям вращения - цилиндрической или конической (вал-ступица). Широчайшее применение в машиностроении получили сварные соединения. Из разъёмных соединений наибольшее распространение получили резьбовые соединения, осуществляемые винтами, болтами, шпильками, гайками.
Итак, "Детали машин" - курс, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов.
Каковы же этапы разработки конструкции устройства, прибора, установки?
Сначала ставится техническое задание на проектирование, которое является исходным документом для разработки устройства, прибора или установки, в котором указываются:
а) назначение и область использования изделия; б) условия эксплуатации; в) технические требования; г) стадии разработки; д) тип производства и другое.
Техническое задание может иметь приложение, содержащее чертежи, эскизы, схемы и другие необходимые документы.
В состав технических требований входят: а) показатели назначения, определяющие целевое использование и применение устройства (диапазон измерений, усилия, мощность, давление, чувствительность и др.; б) состав устройства и требования к конструкции (габариты, масса, применение модулей и др.; в) требования к средствам защиты (от ионизирующих излучений, высоких температур, электромагнитных полей, влаги, агрессивной среды и др.), взаимозаменяемости и надежности, технологичности и метрологическому обеспечению; г) эстетические и эргономические требования; д) дополнительные требования.
Нормативная база проектирования включает: а) единую систему конструкторской документации; б) единую систему технологической документации в) Государственный стандарт РФ по системе разработки и постановке продукции на производство СРПП - ГОСТ Р 15.000 - 94 , ГОСТ Р 15.011 - 96. СРПП