Курсовое проектирование деталей машин с применением

КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ДЕТАЛЕЙ МАШИН
С ПРИМЕНЕНИЕМ
КОМПЬЮТЕРНЫХ
ТЕХНОЛОГИЙ
Министерство сельского хозяйства Российской Федерации
ФГБОУ ВПО Ставропольский государственный аграрный университет
Учебно-методическое пособие
для студентов бакалавриата по направлениям
«Агроинженерия» и
«Эксплуатация транспортно –технологических машин и
комплексов»
Рекомендовано Учебно-методическим объединением вузов
Российской Федерации по агроинженерному образованию
в качестве учебного пособия для студентов высших учебных заведений.
Ставрополь
2013
2
Авторский коллектив:
В.Е. Кулаев, А.В.Орлянский, В.А. Лиханос,Л.И. Яковлева,
А.Н. Петенев, Е.В.Кулаев, В.Ю.Гальков, А.В.Бобрышев
Рецензенты:
КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ МАШИН С ПРИМЕНЕНИЕМ
КОМПЬЮТЕРНЫХ ТЕХНОЛОГИЙ. Учебно-методическое пособие
для студентов бакалавриата по направлениям «Агроинженерия» и
«Эксплуатация транспортно –технологических машин и комплексов»
В учебно-методическом пособии представлены общие положения курсового
проектирования деталей машин и порядок выполнения курсового проекта, показано
содержание, оформление расчетно – пояснительной записки, приведены указания по
расчету технико – экономических показателей. Приведены примеры расчета
механических передач с использованием компьютерных технологий, даны типовые
задания для курсового проектирования, в приложении указаны справочные
материалы.
Для студентов бакалавриата по направлениям: 110800.62 – Агроинженерия и
190600 – Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов.
3
ВВЕДЕНИЕ
Учебная дисциплина «Детали маши и основы конструирования»
согласно
Государственному
образовательному
стандарту
является
общепрофессиональной дисциплиной для инженерных специальностей
сельскохозяйственных вузов. Целевая установка данного учебного пособия
по
выполнению
курсового
проекта
приводной
станции
сельскохозяйственного назначения заключается в том, чтобы
машины
исходя из
заданных условий работы деталей и узлов машины, рекомендовать методы,
правила и нормы расчета, обеспечивающие выбор наиболее рациональных
материалов,
форм,
размеров,
степени
точности
и
шероховатости
поверхности, а также технических условий изготовления.
Для выполнения курсового проекта по деталям машин требуется
знание таких дисциплин как «Начертательная геометрия и инженерная
графика», «Теоретическая механика», «Теория механизмов и машин»,
«Материаловедение», «Сопротивление материалов», что позволяет студентам
правильно выполнить чертежи деталей и сборочных единиц приводной
станции; определить законы движения деталей и силы, действующие на эти
детали; производить для деталей выбор наивыгоднейших материалов;
производить расчеты деталей машин на прочность; жесткость, устойчивость
и т.д. Успешное выполнение курсового проекта по существу реализует и
завершает общетехническую подготовку и дает возможность студентам
приступить к изучению специальных дисциплин. При этом в учебном
пособии даны рекомендации по использованию компьютерных технологий.
В учебном пособии в краткой форме раскрывается содержание
расчетно-пояснительной записки курсового проекта, даются рекомендации
по вопросам выбора допусков и посадок, а так же точности изготовления
деталей. В учебных целях показаны принципы расчета основных техникоэкономических
показателей
(металлоемкость,
коэффициенты
стандартизации, вероятность безотказной работы). Задания для курсового
4
проектирования, по различным вариантам с приведением конкретных
исходных данных, могут быть представлены для каждого студента
персонально.
При этом, для всех заданий предусмотрен переменный режим
нагружения. Поэтому в учебном пособии имеются указания по приведению
переменного режима к эквивалентному постоянному через коэффициенты
приведения с установлением режима работы (тяжелый, средний вероятный,
средний нормальный, легкий, особо легкий), что позволяет использовать
ЭВМ, в частности, программы АРМ с проявлением элементов системы
автоматического проектирования (САПР) в автоматизации отдельных
расчетов и выполнении чертежей. Одновременно следует учитывать с
методической точки зрения [10], что расчеты на ЭВМ не должны разучить
студентов ручному счету. Поэтому в учебном пособии проводятся типовые
расчеты курсового проекта для приводной станции: кинематический расчет и
выбор электродвигателя, расчеты механических передач (ременной, цепной,
зубчатой, червячной). Это в значительной мере сократит время выполнения
курсового проекта.
Дисциплина «Детали машин и основы конструирования» является
теоретической базой машиностроения, где накоплен значительный опыт
расчета и конструирования, а расчеты ряда деталей стандартизированы. По
этой причине имеется возможность широкого применения стандартных
компьютерных программ, обеспечивающих наглядное ускорение расчетов и
выполнения чертежей в курсовом проектировании деталей машин.
5
1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ
ДЕТАЛЕЙ МАШИН
В качестве объектов для заданий на курсовое проектирование выбраны
приводные станции различных сельскохозяйственных машин. Тематика
заданий
составлена
таким образом, чтобы
студент освоил
основы
проектирования наибольшего числа общих элементов машин: передач,
соединений, муфт, подшипниковых узлов и т.д. Перечень заданий
приводится в конце учебно-методического пособия.
Выбор задания и варианта исходных данных для студентов очного
обучения по указанию преподавателя , а для студентов заочного обучения по
шифру (номеру зачетной книжки): последняя цифра соответствует номеру
задания, вариант также принимается по указанию преподавателя. Например,
по шифру 72300 выполняется 10-е задание.
Курсовой проект состоит, из расчетно-пояснительной записки и
графической части (чертежей). Расчетно-пояснительная записка должна
содержать расчеты деталей и узлов проектируемой приводной станции.
Графическая часть проекта выполняется на трех листах формата А1
(594х841), содержание которых указывается преподавателем в каждом
задании.
При проектировании деталей машин основные требования к ним
определяются
прочностью,
жесткостью,
долговечностью,
малой
стоимостью и экономичностью в работе. Спроектированная машина кроме
того
должна
быть
надежной
в
эксплуатации,
безопасной
при
обслуживании, удобной при сборке и разборке. Все эти требования
удовлетворяются
технологических
в
основном
процессов
правильным
изготовления
выбором
деталей
материалов
,
и
максимальным
использованием стандартных и нормализованных узлов и деталей ,
расположением элементов управления и рабочих органов машины таким об6
разом, чтобы наблюдение за работой машины и управление ею не вызывали
неудобного положения рабочего.
Основные правила проектирования деталей машин можно свести к
следующему:
-
при
проектировании
необходимо
пользоваться
ГОСТами,
стандартами и нормалями заводов и проектных организаций;
- при расчете деталей машин диаметры и длины необходимо округлять
до ближайшего наибольшего значения из ряда нормальных диаметров и длин
по ГОСТ 6636-69 или СТ СЭВ 514-77, что имеет большое экономическое
значение, так как приводит к сокращению номенклатуры режущего и
мерительного инструмента;
- расчеты деталей на прочность, жесткость и устойчивость надо
производить везде, по максимальным допускаемым напряжениям и
деформациям;
- не следует применять резких изменений сечений деталей, так как это
приводит к появлению концентраций напряжений, что является одной из
причин поломок деталей;
-
необходимо
по
возможности
избегать
конструирования
несимметричных деталей, подающих повод к ошибкам при их изготовлении;
- нужно осуществлять точность взаимного расположения частей
посредством
соприкосновения
плоскостей
или
простых,
легко
обрабатывающих поверхностей преимущественно цилиндрических;
- машина и ее отдельные части должны быть спроектированы таким
образом, чтобы была возможна сборка их и удобная надежная смазка
трущихся частей;
- при проектировании деталей машин необходимо учитывать удобства
ремонта и легкой замены изношенных частей, для этого все ответственные и
изнашивающиеся части должны быть доступны для осмотра, разборки и
сборки
7
Из вышеизложенного вытекает, что недостаточен с практической точки
зрения расчет на основании одних лишь формул сопротивления материалов и
деталей машин, а необходимо всегда учитывать конкретные условия работы
проектируемой машины
Основными материалами для изготовления деталей машин являются
чугун, сталь, бронза, а также неметаллические материалы: древесина ,
резина, пластмассы и пр., назначение которых подробно описано в курсе
“Технология конструкционных материалов”.
Курсовое проектирование рекомендуется выполнять по этапам:
первый этап - ознакомление с техническим заданием;
второй этап - разработка эскизного проекта;
третий этап - разработка технического проекта;
четвёртый этап – разработка рабочего проекта;
пятый этап - разработка расчетно-пояснительной записки.
На первом этапе студент подробно изучает задание проекта и
знакомится с подобными конструкциями по учебникам, справочникам,
атласам и альбомам. При этом самостоятельно изучает теоретический
курс деталей машин по учебникам, перечень которых приводится ниже.
На втором этапе - эскизном проектировании - выполняются расчеты и
эскизные
чертежи,
конструктивные
которые
решения.
должны
На
этом
содержать
принципиальные
этапе определяют
потребную
мощность электродвигателя, выбирают электродвигатель, определяют
общее
передаточное
число
привода.
Общее
передаточное
число
распределяется между отдельными передачами (ременная, зубчатая, цепная
и т.д.). Затем производят расчеты основных параметров передач
(определяют межцентровые расстояния, диаметры и ширину зубчатых
колес, шкивов и пр.), После выполнения предварительных расчетов
выполняется в схематической форме компоновочный чертеж редуктора на
миллиметровой бумаге в масштабе 1 :1 (желательно) для выявления
действительных
расстояний
между
опорами,
зубчатыми
колесами,
8
конструктивных форм валов
и т.д. Здесь же определяются основные
конструктивные размеры основания корпуса и крышки редуктора (коробки
перемены передач).
Разработка эскизного проекта служит основанием для выполнения
технического проекта.
На третьем этапе - техническом проектировании - разрабатывают
чертежи сборочных единиц (сборочный чертеж редуктора, приводной
станции), которые должны содержать окончательные конструктивные
решения, дающие исходные данные для разработки рабочих чертежей
отдельных деталей .
На четвертом этапе проектирования разрабатывают рабочие
чертежи нескольких деталей по указанию преподавателя.
Рабочие чертежи деталей должны иметь все размеры с учетом порядка
технологического процесса изготовления с указанием технических условий и
требований. Рабочие чертежи зубчатых и червячных колес , червяков, а
также звездочек цепных передач оформляются с таблицей данных для
обработки зубьев.
На пятом этапе проектирования составляется расчетно-пояснительная
записка , основное содержание и методика выполнения которой будут
описаны ниже.
Структурный объем курсового проекта при поэтапном выполнении
можно ориентировочно представить так: 1-й этап – 5%; 2-й этап – 20% . 3-й
этап –40%; 4-й этап – 15%; 5-й этап – 20% .
Выполненный курсовой проект студенты заочники представляют с
отметкой заочного отделения на кафедру. Защита проекта производится в
период сессии . При защите студент должен свободно ориентироваться по
содержанию и методике расчетной части проекта, четко представлять все
конструктивные элементы спроектированной приводной станции .
Студенты очного обучения сдают расчетно-пояснительную записку
своему руководителю для проверки за 2-3 дня до защиты.
9
2. РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА КУРСОВОГО
ПРОЕКТА
Расчетно-пояснительная записка должна содержать: текст задания с
указанием номера задания и данных варианта, краткого описания назначения
и принципа действия проектируемой машины и расчета ее деталей и узлов с
ссылками на использованные литературные источники. Все расчеты должны
сопровождаться схемами,
Основное
содержание
рисунками, эскизами и эпюрами нагрузок.
расчетно-пояснительной
записки
сводится
к
следующему. После листа с заданием разрабатывается «ВВЕДЕНИЕ» (1-2с),
которое включает в себе назначение проектируемого узла, требования к
приводным станциям и особенности работы проектируемого привода. (вид
энергии , характер нагрузки и т.д.). Далее все расчеты оформляются по
разделам:
1.
Кинематический расчет приводной станции
и выбор электродвигателя
1.1.
Определение общего КПД приводной станции по КПД отдельных
элементов
1.2.
Краткое описание типов электродвигателейf применяемых в
практике сельскохозяйственного производства и их классификация.
1.3.
Расчет потребной мощности приводной станции и выбор типа
электродвигателя
1.4.
Кинематический расчет: определение общего передаточного
числа и распределение его по ступенямf определение частоты вращения и
крутящих моментов на валах
2.
Расчет валов ( предварительный и уточненный после эскизной
компоновки редуктора).
3.
Расчет
и
Расчет
передач
(ременных,
цепных,
зубчатых,
червячных и др.) сприменением компьютерных технологий.
4.
выбор подшипников.
10
5.
Расчет соединений (шпоночных , шлицевых , резьбовых и т.д.)
6.
Выбор муфт и их проверочный расчет.
7.
Выбор допусков и посадок.
8.
Определение технико-экономических показателей редуктора.
В конце расчетов приводится перечень использованной литературы и
содержание расчетно-пояснительной записки.
Одним из важных разделов расчетно-пояснительной записки является
первый раздел “КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ
И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ” который выполняется с учетом
исходных данных в следующей последовательности :
Определение действительного срока службы приводной станции
Lh в часах
Lh=365∙24∙tг∙Кгод∙Ксут,
где tг - срок службы в годах;
Кгод – коэффициент годового использования;
Ксут - коэффициент суточного использования.
Определение
продолжительности
действия
переменных
крутящих моментов по графику нагрузки
t1=C∙Lh; t2=D∙Lh; t3=E∙Lh
где C,D,E – коэффициенты, приводящиеся в каждом задании.
Выявление расчетного крутящего момента Т(Нм) на валу рабочей
машины (этот момент по графику нагрузки является максимальным)
T
Pр
р
,
где PР, Р - соответственно мощность (Вт) и угловая скорость (рад/с)
на валу рабочей машины.
11
Вычисление эквивалентного крутящего момента ТЭ на валу рабочей
машины
TЭ  T C  A 2 D  B 2 E ,
где A,B,C,D,E- коэффициенты по графику нагрузки.
Определение необходимой мощности электродвигателя.
Рдв . расч. 
Т э   р .о .
 об
,
где ηоб - общий КПД приводной станции
п
об  1 2 3   подш
,
где 1 2 3 - КПД передач и подшипников
Определение
ориентировочной
частоты
дв  Р  uоб ;
пдв 
вращения
вала
электродвигателя
30   р  иоб

где uоб - общее передаточное число приводной станции
uоб  u1  u2  u3    uп ,
где u1 , u2 , u3 – передаточные числа передач (ременной, зубчатой и
т.д.)
Передаточные числа передач принимаются ориентировочно :
u р  2...4 – для ременной передачи
uц  2...6 – для зубчатой цилиндрической передачи
uцеп  2...5 – для цепной передачи
uк  2...4 - для зубчатой конической передачи
uч  8...71 – для червячной передачи
Для цилиндрических и конических зубчатых передач передаточные
числа стандартизованы. Для зубчатых передач рекомендуется принимать
передаточные числа из следующих рядов :
12
1-й ряд : 1,60; 2,00; 2,50; 3,15; 4,00; 5,00; 6,30.
2-й ряд : 1,80; 2,24; 2,80; 3,55; 4,50; 5,60.
Для червячных передач передаточные числа тоже рекомендуется
принимать из стандартных рядов :
1-й ряд : 8;10; 12.5; 16; 20; 25; 31.5; 40; 50; 63.
2-й ряд : 9; 11.2; 14; 18; 22.4; 28; 35.5; 45; 56; 71.
При этом первый ряд является предпочтительным.
После
определения
необходимой
ориентировочной угловой
скорости
мощности
двигателя
и
его
вращения ротора принимается
конкретный электродвигатель. Как правило , для приводных станций
сельскохозяйственного
назначения
принимаются
электродвигатели
асинхронные переменного трехфазного тока единой серии 4А – закрытые
обдуваемые с короткозамкнутым ротором и числом полюсов 2;4;6;8. Число
полюсов определяет синхронную частоту вращения ротора nC . Технические
данные этих электродвигателей указаны в ГОСТ 19523-74. За последнее
время появилась новая серия электродвигателей АИР по техническим
условиям ТУ 16.525.564-84
пс 
60  f
p
где р– число пар полюсов (для двухполюсного электродвигателя р=1)
f – частота тока ( в России f=50Гц)
При проведении технических расчетов значения асинхронной частоты
вращения принимают по таблице, которые ориентировочно на 3% меньше
синхронной .
При выборе электродвигателя следует иметь ввиду , что чем
быстроходнее двигатель , тем меньше масса и стоимость . При этом,
асинхронные электродвигатели могут работать с перегрузками : 10%длительно ; 20%-30мин; 50%- 3мин .
13
Определение общего действительного передаточного отношения
(передаточного числа) и корректировка ранее принятых передаточных
чисел
uоб 
Проверяют
выбранный
na дв

nр
пр
электродвигатель
на
перегрузку
по
максимальному и пусковому моментам
Т мах
 Т н.дв .
0,81   м  uоб об
  Т мах
 Т н.дв .
0,81  пуск  uоб  об
Т н.дв . 
Рдв
дв
;
где Tмах – максимальный крутящий момент (за максимальный момент
принимают номинальный Т по графику нагрузки для вала рабочей машины );
 - коэффициент увеличения максимального момента при пуске (по
графику нагрузки) ;
м ,пуск –
соответственно кратность максимального и пускового
моментов (из таблиц характеристики электродвигателя).
При невыполнении условий перегрузки по Тмах и Тпуск = Тмах
принимают следующую мощность электродвигателя по стандартному ряду
мощностей.
Вычисление угловых скоростей и частот вращения валов приводной
станции
1=дв ; 2=дв/u1 ; 3=2/и2 ; [рад/с] и т.д.
где u1 ,u2 - передаточные числа передач по кинематической схеме
n1 = nдв ; n2 = n1/u1 ; n3 = n2/u2 ; [мин-1] и т.д.
При этом действительная частота вращения вала рабочей машины не
должна отличаться от номинальной более чем на 3…4%.
Вычисление крутящих моментов на всех валах рабочей машины
Ti 
Ti 1
,
иi i  под
где ui – передаточное число соответствующей передачи;
I – КПД передачи;
14
под – КПД пары подшипников.
По найденным крутящим моментам Ti и скоростям вращения валов
производится расчет отдельных передач, валов, подшипников и т.д. с
использованием методик, излагаемых в теоретическом курсе “ДЕТАЛИ
МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ ”.
Расчет редуктора следует начинать с определения межосевых
расстояний, размеров зубчатых колес, ориентировочных размеров диаметров
валов и подшипников и т.д. После этого выполняют компоновочный чертеж
редуктора на миллиметровой бумаге желательно в масштабе 1:1.
По размерам, полученным из компоновочного чертежа, производят
проверочный расчет валов и подшипников (обычно применяют в редукторах
подшипники качения).
Конструкцию муфты выбирают по условиям работы приводной
станции, а ее размеры - по величине крутящего момента и диаметров валов
из таблиц ГОСТов или нормалей (чаще всего муфты типа МУВП) [5], [8] .
Расчетом проверяют прочность наиболее нагруженных ее деталей.
Раму или плиту приводной станции проектируют по взаимному
расположению и размерам узлов, укрепляемых на них, предусматривая
наибольшее удобство сборки, обслуживания и простоту конструкции плиты
или рамы. В большинстве случаев раму выполняют сварной конструкции с
использованием прокатных материалов (швеллеров, уголков, полос и т.п.).
Например, рекомендуется принимать высоту швеллера h=0,09lгаб (lгаб –
максимальный габаритный размер приводной станции).
В нескольких заданиях исходными данными для расчетов служат
усилие сопротивления ленты или цепи F , окружная скорость V и диаметр
барабана или звездочки D .
В этом случае расчет приводной станции начинают следующим
образом: Определяют мощность на валу рабочей машины:
15
Р  F V ;
где Р - мощность на валу рабочей машины, кВт;
F - окружное усилие (усилие сопротивления) , кН;
V - окружная скорость ленты или цепи, м/с.
Определяют угловую скорость вала рабочей машины:
P 
2  1000  V
;
D
где Р - угловая скорость вала рабочей машины, рад/с;
D - диаметр барабана или звездочки, мм.
Далее расчет приводной станции производят по выше приведенной
последовательности
(выбирают
электродвигатель,
определяют
общее
передаточное число и распределяют его по передачам и т.д.)
В отдельных заданиях
поставлены задачи по проектирования
приводной станции с коробкой перемены передач. В этом случае для вала
рабочей машины исходными данными являются мощность Р и два значения
частот вращения при первом и втором положениях блока шестерен (nI, nII). В
этом случае расчеты ведут параллельно для двух скоростей. В частности,
определяют два крутящих момента вала рабочей машины.
TI 
P
I
TII 
;
P
II
,
где TI и TII – крутящие моменты вала рабочей машины при первом и
втором положениях блока шестерен, Нм;
ωI и ωII – угловые скорости вращения вала рабочей машины
соответственно на первой и второй скорости, рад/с.
1 
При
выполнении
  n1
;
30
расчетов
 II 
  nII
,
30
необходимо
соблюдать
точность
вычислений : до трех значащих цифр. Все сказанное о точности относится
16
только к расчетам, а не к изготовлению и обработке, где требуемая точность
выражается в десятых, сотых и в тысячных долях миллиметра (мм).
Расчетно-пояснительная записка оформляется в виде сброшюрованной
тетради формата А4 (210x297) с титульным листом. Объем расчетнопояснительной записки в каждом задании составляет 35-45 страниц. Текст в
записке пишется на одной стороне листа, разборчиво с полями с левой
стороны
20мм,
а
по
остальным
сторонам
5мм
с
оформлением
надписей(штампов) : на первой странице по форме 2, на последующих – по
форме 2а .
Страницы должны иметь нумерацию. Все рисунки снабжаются
порядковыми номерами и подрисуночными подписями. Например: "Рисунок
4.1. Эскиз зубчатого колеса”. При этом на каждый рисунок должна быть
ссылка
в
тексте.
Основные
формулы,
коэффициенты,
допускаемые
напряжения и механические характеристики материалов, нормативные
величины и т.п. должны сопровождаться указателем литературного
источника при помощи цифр в квадратных скобках, соответствующих
нумерации списка использованной литературы с указанием страницы
литературного источника. Например, [2, с.155] , (страницы указываются в
учебных целях).
Расчетные формулы записываются в общем виде с последующей
цифровой подстановкой и результатом без записей промежуточных
вычислений . Обозначения, входящие в формулы, выписываются отдельно с
расшифровкой и указанием их величин и размерностей.
Надпись на титульном листе должна быть выполнена согласно образцу
[стр.17]. При этом следует отметить, что положительно курсовой проект
принимается, когда все расчеты и записи в расчетно-пояснительной записке
оформлены на компьютере.
17
СТАВРОПОЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
ФАКУЛЬТЕТ МЕХАНИЗАЦИИ СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА
Кафедра: "Механика и
компьютерная графика"
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
ПРИВОДНАЯ СТАНЦИЯ
РАЗДАТЧИКА КОРМОВ
ДМ. ПСРК.00.00.00.ПЗ
Выполнил: _______________
ф.и.о
Проверил: : _______________
ф.и.о
__________
подпись
__________
подпись
_________
дата
________
дата
Ставрополь 20__
18
3. ГРАФИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ КУРСОВОГО ПРОЕКТА
3.1. Общие положения
Выполнение графической части курсового проекта следует начинать
со сборочных чертежей и оформлять их параллельно с расчетами, иначе
неизбежны ошибки, которые могут быть выявлены впоследствии. Поэтому
все полученные расчетом размеры немедленно проверяются путем
нанесения их на эскизный чертеж. Образцы выполнения графической части
смотрите в указанной литературе [2,5].
Целесообразнее всего в первую очередь разрабатывать сборочный
чертеж
редуктора(коробки
скоростей),
но
предварительно
следует
ознакомиться с конструкциями редукторов выбранного типа; понять, как
собираются детали на валах и валы в подшипниках. Особое внимание
уделяется на способы смазки зацеплений зубчатых колес и подшипников;
регулировку зацепления передач, контроль уровня смазки и выравнивание
давления воздуха в редукторе с атмосферным .
В корпусе редуктора (коробки скоростей) должны быть предусмотрены
окна для заливки масла и осмотра передач, отверстие для слива смазки из
корпуса, грузовые винты (рым-болты) для захвата редуктора крюками или
стропами
при
его
погрузке,
установке
и
пр.,
а
также
средства,
обеспечивающие правильное взаимное положение крышки и основания
корпуса (чаще всего штифты конические по ГОСТ 3129-70.
При выполнении чертежей необходимо руководствоваться ГОСТами
на чертежи в машиностроении. Масштаб чертежей по возможности должен
быть выбран 1:1; при невозможности использования этого масштаба
допускается меньший масштаб, выбираемый по ГОСТу.
При простановке размеров необходимо, руководствоваться ГОСТом
2.109-68, основное содержание которого сводится к следующему. На
чертежах сборочных единиц проставляют следующие размеры:
19
1)
- габаритные;
2)
-
установочные
и
присоединительные,
необходимые
для
установки изделия на месте монтажа, а также для определения размеров
присоединительных к данному изделию элементов;
3)
-
исполнительные,
связанные
с
выполнением
сборочных
операций (размеры отверстий под штифты, размеры зазоров между
подшипниками и упорными торцами подшипниковых крышек и пр.;
4)
- посадочные размеры, определяющие характер сопряжений .
Например, посадка зубчатого колеса на вал, посадка подшипника на вал и в
корпус и т.д.;
5)
- расчетные и справочные размеры, характеризующие основные
силовые и эксплуатационные показатели изделия. Например, межосевые
расстояния; крайние положения подвижных частей и т.п.
Сборочный чертеж выполняется в 2-х или 3-х проекциях и должен
иметь полную спецификацию всех деталей. Спецификация относится к
текстовым документам (ГОСТ 2.108-68) и составляется на отдельных листах
формата А4. При этом в разделах "Сборочные единицы" и "Детали" запись
изделий или деталей производят с обозначениями принятыми на факультете.
В разделе "Стандартные изделия" вначале записывают изделия по
государственным стандартам, затем по отраслевым стандартам (нормалям). В
пределах каждой группы - в алфавитном порядке наименований изделий
(например, болт, винт, гайка и т.д.). В пределах каждой категории стандартов
запись производят по однородным группам (например, крепежные детали,
подшипники и т.д.). Листы спецификации брошюруются отдельно и
прикладываются к расчётно-пояснительной записке.
Рабочие чертежи деталей редуктора должны иметь все необходимые
для изготовления размеры и указания (шероховатость поверхностей, допуски
и посадки и т.д.).
Готовые
чертежи
студенты-заочники
складывают
форматом
А4(210х297) изображением вовнутрь так, чтобы угловой штамп оказался в
20
правом нижнем углу сложенного листа. Каждый лист складывается отдельно.
При складывании листов чертежей следует пользоваться рекомендациями
[9].
3.2. Предельные отклонения и их обозначение на чертежах.
В курсе «Метрология, стандартизация и сертификация» подробно
рассматриваются вопросы точности изготовления деталей машин, методы
изображения
предельных
размеров
для
сопрягаемых
поверхностей,
возможности взаимозаменяемости деталей, узлов или агрегатов и т.д.
Поэтому здесь рассматриваются только наиболее существенные понятия и
положения которые конкретно встречаются при выполнении курсового
проекта.
При проектировании, изготовлении , эксплуатации и ремонте машин
существенное
техническое
и
экономическое
значение
имеет
взаимозаменяемость их деталей и узлов. Взаимозаменяемость - свойство
независимо изготовленных деталей занимать свое место в сборочной
единице без дополнительной подгонки при сборке, обеспечивая при этом
нормальную работу данного узла. Однако недостаточно рассматривать
взаимозаменяемость, как принцип "собираемости" машин и сборочных
единиц.
Современным
направлением
взаимозаменяемости
является
функциональная взаимозаменяемость, при которой точность и другие
эксплуатационные показатели деталей, узлов и агрегатов согласованы с
назначением и условиями работы конечной продукции. Частным видом
функциональной взаимозаменяемости является взаимозаменяемость по
геометрическим параметрам. Этот вид взаимозаменяемости обеспечивается
системой допусков и посадок, нормализованной ранее ГОСТом а в настоящее
время внедрена Единая Система Допусков и Посадок (ЕСДП), оформленная в
виде стандартов.
Детали в машинах, механизмах или сборочных единицах образуют
различные
соединения:
резьбовые
соединения,
зубчатые
(шлицевые)
21
соединения, шпоночные соединения и т.д. При этом соединение двух деталей
рассматривается как основная ячейка машиностроения.
В процессе сборки сопрягаемых деталей различают охватывающую и
охватываемую
поверхности.
Охватывающую
поверхность
называют
отверстием, охватываемую - валом. Общий размер отверстия и вала, который
определяется расчетом на прочность, жесткость или по другим критериям
работоспособности, носит название номинального размера и обозначается
для отверстия D , а для вала d.
Номинальные размеры принимаются из ряда нормальных линейных
размеров ГОСТ 6636 – 69.
Каждый из размеров сопрягаемых поверхностей выполняют с
некоторым допуском, а размер, получаемый непосредственным измерением
называют действительным размером. Действительный размер должен
находиться между предельными размерами, обусловленными величиной
допуска.
Наибольшим (DMAX , dMAX ) и наименьшим (DMIN , dMIN) предельными
размерами
называются
такие,
между
которыми
может
колебаться
действительный размер. Таким образом, допуск размера, обозначаемый Т,
определяется как разность между наибольшим и наименьшим предельными
размерами:
для отверстия: TD= DMAX - DMIN ; для вала: Тd= dMAX - dMIN . Для
упрощения чертежей введены предельные отклонения от номинального
размера, проставляемые рядом с этим размером:
верхнее предельное отклонение отверстия ES = DMAX – D ;
нижнее предельное отклонение отверстия EJ = DMIN – D ;
верхнее предельное отклонение вала
es = dMAX – d ;
нижнее предельное отклонение вала
ei = dMIN – d.
Положительная разность между размерами отверстия и вала называют
зазором (S), а отрицательную - натягом (N).
22
Характер соединения двух сопрягаемых деталей определяет посадку,
которая
показывает
степень
свободы
относительного
перемещения
соединяемых деталей. Стандартом СЭВ 145-75 указывается, что поле
допуска нормируется квалитетом и основным отклонением. Установлено 19
квалитетов (по ГОСТ действовали классы точности): 01, 0, 1, 2, 3, … 17.
Квалитеты характеризуют точность изготовления, чем больше номер
квалитета, тем грубее требования к изготовлению. Основные отклонения
обозначаются буквами латинского алфавита: для отверстий - прописными
буквами A,В,С,D и т.д., для залов - строчными a,b,c,d и т.д. На (рис. 3.1)
показаны основные поля допусков отверстий и валов для образования
посадок. При образовании посадок применяют две системы: систему
отверстия и систему вала. В системе отверстия различные посадки
осуществляют изменением предельных отклонений вала, а предельные
отклонения отверстия остаются постоянными. В посадках в системе вала
различные посадки осуществляют изменением предельных отклонений
отверстия. По технологическим соображениям наибольшее распространение
имеет система отверстия. На чертежах систему отверстия обозначают Н,
систему вала – h.
В принципе стандарт СЭВ допускает для образования посадок любые
сочетания полей допусков отверстий и валов (рис.3.1 ) при различных
квалитетах. Однако на практике использование всех полей допусков
неэкономично.
В (табл. 3.1) приведены наиболее предпочтительные посадки в системе
отверстия.
При условном обозначении поля допуска справа от номинального
размера указываются основные отклонения и квалитет. Например 50Н7 обозначает допуск отверстия номинального размера
50 с основным
отклонением Н 7-го квалитета; 50n6 -отклонение вала n 6-го квалитета.
23
Рисунок 3.1– Основные поля допусков для образования посадок по
стандартам СЭВ (Ст СЭВ 144-75)
Таблица 3.1– Предпочтительные посадки в системе отверстия при
Основное
отверст.
номинальных размерах свыше 1 до 500мм (СТ СЭВ 144-75)
Основные отклонения валов
d
e
f
g
h
JS
k
m
n
p
r
s
H7
e8
H7
f7
H7
g6
H7
h6
H7
JS 6
H7
k6
H7
m6
H7
n6
H7
p6
H7
r6
H7
s6
Посадки
H7
H8
e8
H8
H9
H11
9
H8
h6
H8
h8
H9
9
H 11
11
H 11
h11
H8
На сборочном чертеже посадка с выше приведенными отклонениями
отверстия и вала обозначается так:
24
 50
Н7
n6
(посадка в системе отверстия)
Поле допуска отверстия пишется в числителе, а поле допуска вала - в
знаменателе . Исключения составляют посадки подшипников качения , для
которых на сборочных чертежах указывают основные отклонения только
отверстия (посадка для наружного кольца подшипника) и вала (посадка для
внутреннего кольца), например,
H7
l0
(для наружного кольца);
L0
(для
k6
внутреннего кольца).
Для наглядного представления допуски и предельные отклонения
изображают графически. На (рис. 3.2) показаны схемы расположения полей
допусков отверстия и вала на примере переходной посадки  50
Численные
значения
предельных
отклонений
Н7
n6
принимаются
по
таблицам стандартов в зависимости от номинального размера основного
отклонения и квалитета . В (табл.3.2) приведена выдержка из СТ СЭВ 14475 численных значений предельных отклонений для учебного применения.
Рисунок 3.2 – Схемы расположения полей допусков отверстия и вала
при переходной посадке  50
а) – подробная схема ;
Н7
n6
б) – упрощенная схема
25
Таблица 3.2 – Поля допусков и предельные отклонения отверстий и
валов (выдержка из СТ СЭВ 144-75 в учебных целях )
Поле допуска отверстия
Интервалы K6
размеров, мм
jS6
+2
-7
+2
Св. 10 до 18
-9
Св. 18 до 24
+2
Св. 24 до 30
-11
Св. 30 до 40
+3
Св. 40 до 50
-13
Св. 50 до 65
+4
Св. 65 до 80
-15
Св. 80 до 100
+4
Св. 100 до 120 -18
+4,5
-4,5
+5,5
-5,5
+6,5
-6,5
+8
-8
+9,5
-9,5
+11
-11
+9
0
+11
0
+13
0
+16
0
+19
0
+22
0
+5
-10
+6
-12
+6
-15
+7
-18
+9
-21
+10
-25
+7 +15 +22 +36 +18
-7 50
0
0 -18
+9 +18 +27 +43 +21
-9
0
0
0 -21
+10 +21 +33 +52 +26
-10 0
0
0 -26
+12 +25 +39 +62 +31
-12 0
0
0 -31
+15 +30 +46 +74 +37
-15 0
0
0 -37
+17 +35 +54 +87 +43
-17 0
0
0 -43
Поле допуска вала
Интервалы
размеров, мм
g5
h5
jS5
m5
g5
Св. 6 до 10
-5
-11
-6
-14
-7
-16
-9
-20
0
-6
0
-8
0
-9
0
-11
+3
-3
+4
-4
+4,5
-4,5
+5,5
-5,5
+12
-6
+15
+7
+17
+8
+20
+9
-5
-14
-6
-14
-7
-20
-9
-25
Интервалы
размеров, мм
g5
h5
jS5
m5
g5
Св. 50 до 65
Св. 65 до 80
-10
-23
Св. 80 до 100
Св. 100 до
120
-12
+27
Св. 6 до 10
Св. 10 до 18
Св. 18 до 24
Св. 24 до 30
Св. 30 до 40
Св. 40 до 50
H6
K7 JS7 H7 H8 H9 JS9 N9 H11
H12 H14
Предельные отклонения, мкм
h6
jS6
k6
m6
0
-36
0
-43
0
-52
0
-62
0
-74
0
87
+90
0
+110
0
+130
0
+160
0
+190
0
+220
0
+150
0
+180
0
+210
0
+250
0
+300
0
+350
0
+360
0
+430
0
+520
0
+620
0
+740
0
+870
0
n6
p6
r6
f7
+19
+10
+28
+12
+28
+15
+33
+17
+24
+15
+29
+18
+35
+22
+42
+26
+28
+19
+34
+23
+41
+28
+50
+34
-13
-28
-16
-34
-20
-41
-25
-50
n6
p6
r6
f7
Предельные отклонения, мкм
0 +4,5- +10 +15
-9
4,5 +1
+6
0 +5,5- +12 +18
-11 5,5 +1
+7
0 +6,5 +15 +21
-13 -6,5 +2
+8
0
+8 18 +25
-16 -8 +2
+9
Поле допуска вала
h6
jS6
k6
m6
Предельные отклонения, мкм
0
-13
+6,5- +24 -10
6,5 +11 -29
0 +9,5 +21
-19 -9,5 +2
+30
+11
+39
+20
+51
+32
0
-15
7,5
-7,5
0 +11 +25
-22 -11 +3
+35
+13
+45
+23
+59
+37
+28 -12
+13 -34
+60
+41
+62
+43
+73
+51
+76
+54
26
-30
-60
-36
-71
Продолжение таблицы 3.2
Поле допуска вала
Интервалы
размеров, мм
s7
e8
h8
u8
f9
h9
a11
h11
h12
h14
h16
Предельные отклонения , мкм
+38
+23
+46
+28
-25
-47
-32
-59
0
-27
0
-27
Св. 18 до 24
Св. 24 до 30
+56
+35
-40
-73
0
-33
Св. 30 до 40
Св. 40 до 50
+68
+43
-50
-89
0
-39
-60
-106
0
-46
-72
-126
0
-54
Св. 6 до 10
Св. 10 до 18
Св. 50 до 65
Св. 65 до 80
Св. 80 до 100
Св. 100 до
120
+83
+53
+89
+59
+106
+71
+114
+79
+50
+28
+60
+33
+74
+41
+81
+48
+99
+60
+109
+70
+133
+87
+144
+102
+178
+124
+198
+144
-13
-49
-16
-59
0
-36
0
-43
-40
-130
-50
-160
0
-90
0
-110
0
-150
0
-180
0
0
-360 -900
0
0
-430 -1100
-20
-72
0
-33
-65
-195
0
-130
0
240
0
0
-520 -1300
-75
-87
0
-62
-80
-240
0
-160
0
250
0
0
-620 -1600
-30
-104
0
-74
-100
-209
0
-190
0
300
0
0
-740 -1900
-36
-128
0
-87
-120
-340
0
-220
0
350
0
0
-870 -2200
Предельные отклонения на рабочих чертежах указываются
2.307-68
непосредственно
после
номинального
размера
ГОСТ
условными
обозначениями полей допусков и посадок 50Н7 числовыми величинами
(50+0,025) или условными обозначениями предельных отклонений с
указанием справа в скобках их числовых величин 35k6 (
0,018
 0,002
). Второй и
третий способы применяется обычно для единичного и мелкосерийного
производства, когда пользуются универсальным мерительным инструментом.
При выполнении курсового проекта рекомендуется предельные
отклонения обозначать: на сборочных чертежах условными обозначениями,
на рабочих чертежах условными и в скобках числовые величины предельных
отклонений в мм (комбинированный способ).
27
В зависимости от взаимного расположения полей допусков отверстия и
вала посадка может быть с зазором - размеры отверстия больше размеров
вала; с натягом - размеры отверстия меньше размеров вала; переходная
посадка - размеры отверстия могут быть как больше, так и меньше размеров
вала . Ниже даются ориентировочные рекомендации различных посадок
предпочтительного применения.
Посадки с зазором:
Н7 Н7
,
h 6 h8
применяются
-
при
нежестких
требованиях
к
точности
центрирования (посадки сменных зубчатых колес, поджимных крышек
подшипников качения);
Н 7 Н8
,
– применяются для быстровращающихся
е8
е8
больших машин (турбогенераторы, электродвигатели и т.д.);
Н7
–
f7
применяется для подвижных посадок (подшипники скольжения в коробках
скоростей, двигателях внутреннего сгорания и т.д.).
Посадки с натягом –
Н7
p6
для соединений тонкостенных деталей,
-
Н7
– для соединения
r6
кондукторных втулок, ступицы и венца червячного колеса, шатунных втулок
с шатуном дизеля.
Посадки переходные –
Н7 Н7 Н7 Н7
,
,
,
jS 6 k 6 m6 n6
применяются в неподвижных разъемных соединениях для
-
центрирования деталей, которые при необходимости могут сдвигаться вдоль
вала (посадки зубчатых колес редукторовf посадки вращающихся колец
подшипников качения). Эти посадки характеризуются малыми зазорами и
натягами
f
что позволяет собирать детали при небольших усилиях. Для
28
неподвижности одной детали относительно другой их обычно
крепят
шпонками (зубчатые колеса, шкивыs полумуфты и т.п.).
Выше изложенные рекомендации касаются в основном соединений с
гладкими цилиндрическими поверхностями. Для других видов соединений
(резьбовые5 шлицевые, шпоночные и т.д.) . Посадки в соединениях с
призматическими шпонками (СТ СЭВ 189-75) и их обозначения на чертежах
представлены в табл. 3.3 и на рис.3.5, из которых видноf что посадки
осуществляются по ширине шпонки в системе вала. При выполнении
курсового проекта рекомендуемся применять нормальные шпоночные
соединения с призматическими шпонками (СТ СЭВ 181-75).
Обозначение полей допусков элементов резьбовых соединений
принимаются по СТ СЭВ 181-75. На рис.4 показан пример резьбового
соединения типа винт-гайка с резьбой М30 с полями допусков гайки - 6Н,
винта – 6g.
В условных обозначенное болтов , винтов ,
шпилек и гаек поля
допусков 7Н и 8g. обычно не указывают.
Рисунок
3.4–
Обозначение
предельных
отклонений
элементов
резьбовых соединений на сборочном чертеже (а) и на рабочих чертежах
гайки (б) и винта (в).
29
Наименование элементов
Тип шпоночного соединения
свободное
нормальное плотное
ширина шпонки
h9
h9
h9
ширина паза во втулке
D10
JS9
P9
ширина паза на валу
H9
N9
P9
глубина паза на валу t1 и на От 2 до 6
+0,1
втулке t2 при высоте шпонки Св. 6 до 18
+0,2
h , мм
Св. 18 до 50
+0,3
длина шпонки
h14
длина паза на валу
H15
Таблица 3.3 – Предельные отклонения элементов шпоночных
соединений по проекту стандарта СЭВ (ориентировочно)
Рисунок 3.4 – Схема шлицевого соединения вала с кулачковой муфтой
* Размер указывается в зависимости от способа центрирования
шлицевого соединения:
Центрирование по внутреннему диаметру:
d  8  36
H7
H12 D9
 40
7
f7
a11
f9
Центрирование по наружному диаметру:
D  8  36
H12
H 7 D9
 40
7
a11
f7
f9
30
Обозначения предельных отклонений на рабочих чертежах деталей
шлицевого соединения сводятся к следующему:
для отверстия:
d  8  36H 7  40H12  7D9
для вала:
D  8  36a11  40 f 7  7 f 9
Рисунок
3.5–
Обозначение
предельных
отклонений
элементов
шпоночных соединений на сборочных чертежах (а) и на рабочих чертежах
вала (б) и втулки (в)
* размеры на сборочных чертежах не проставляются
31
4. МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ К РАСЧЕТУ
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ
После выполнения расчетной и графической частей курсового
проекта определяется основные технико-экономические показатели
редуктора по общетехническим критериям совершенства конструкции,
к которым относятся материалоемкость (удельная масса), степень
стандартизации и надежность работы деталей и узла в целом.
Под материалоемкостью конструкции понимают отношение ее массы к
вращающему моменту на выходном валу и определяется коэффициентом
материалоемкости Км
KM 
M
;
TВЫХ
где М – масса редуктора (коробки скоростей) , кг ;
Твых– крутящий момент на выходном валу , Нм;
Для редукторов общего назначения материалоемкость должна быть в
пределах Км = 0,06…0,10 кг/Нм (цилиндрические редукторы);
Км = 0,10…0,15 кг/Нм (червячные редукторы);
Массу
спроектированного
редуктора
или
коробки
скоростей
определяют ориентировочно с использованием основных параметров и
размеров каталожных (стандартных) редукторов.
Если затруднительно нахождение каталожного редуктора, то можно
определить ориентировочную массу редуктора по массе отдельных его
частей (корпуса, крышки, валов и т.д.).
Детали,
масса
и
эксплуатационные
параметры
которых
регламентированы государственными и отраслевыми стандартами, относятся
к
стандартным.
Например:
болты,
подшипники, муфты, цепи и т.д.
винты,
гайки,
шайбыэ
шпонки,
Коэффициент стандартизации КС
определяется отношением количества стандартных деталей к общему
количеству деталей
32
KC 
DC
,
D0
где DC - количество стандартных деталей ;
D0 – общее число деталей ;
Обычно для машин и узлов общего назначения KC = 0,25…0,40 ;
Количество
унифицированных,
стандартных
и
всех
деталей
принимается по спецификации сборочного узла (редуктора) .
Важным
экономически
эффективным
машины (узла) является ее надежность
показателем
эксплуатации
под которой понимают свойство
изделия выполнять свои Функции в течение заданного времени, сохраняя
эксплуатационные показатели. Надежность изделий
обуславливается в
основном безотказностью, которая определяется вероятностью безотказной
работы P(t) .
Долголетняя практика эксплуатации машин позволила выявить
,
что
вероятность безотказной работы подчиняется показательному закону
распределения
P(t )  eC t ,
где C - суммарная интенсивность отказов машины (редуктора) в 1/ч;
t - рассматриваемый промежуток времени (срок службы в часах);
е - основание натуральных логарифмов (е = 2,72)
Для редуктора суммарную интенсивность отказов определяют по
интенсивности отказов отдельных деталей I (табл.4.1) с учетом количества
деталей данного наименования
Для редукторов общего назначения вероятность безотказной работы
Р(t)~0,65...0,75 для рассматриваемого времени работы t=4000…5000ч.
33
Таблица 4.1 – Интенсивность отказов деталей редуктора
(только для учебных расчетов)
Интенсивность
отказов
I 10 – 5 1/4
Наименование узла или детали
1. Зубчатая прямозубая цилиндрическая пара
2. Зубчатая косозубая цилиндрическая пара
3. Зубчатая прямозубая коническая
4. Червячная пара
5. Корпус редуктора
6. Резьбовые соединения
7. Прокладки и уплотнения
8. Вал
9. Подшипники скольжения
10. Шарикоподшипник
11. Роликоподшипник
0,20
0,10
0,40
0,60
0,01
0,05
0,02
0,10
0,25
0,20
0,40

с
 6,67 10
5
Определение коэффициентов материалоемкости и стандартизации не
составляет трудности; определенную трудность имеет расчет показателей
надежности. Поэтому ниже приводится пример определения показателей
надежности
условного
редуктора
с
предварительным
составлением
расчетной таблицы интенсивности отказов деталей (табл.4.2).
Таблица 4.2 – Расчетная таблица интенсивности отказов деталей
редуктора
Наименование узлов и деталей
Корпус с крышкой
Зубчатая прямозубая пара
Вал
Шарикоподшипник
Резьбовое соединение
Прокладки уплотнения
Интенсивность отказов
I 10 – 5 ¼
Количество
(штук, пар)
единицы
0,01
0,20
0,10
0,80
0,05
0,02
1
2
3
6
20
8
общая
0,01
0,40
0,30
4,80
1,00
0,16
Для редукторов и коробок скоростей в учебных целях можно
принимать рассматриваемый промежуток времени t=5000ч.
Тогда вероятность безотказной работы Р(t) составит :
P(t )  eC t  e6,6710
5
510 3
 0,71
34
5.
ЭЛЕМЕНТЫ
АВТОМАТИЗАЦИИ
ПРИ
КУРСОВОМ
ПРОЕКТИРОВАНИИ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Появление систем автоматизированного проектирования (САПР) было
вызвано возросшей сложностью проектирования промышленных объектов.
Ограниченные физиологические возможности человека не позволяют
охватить и увязать при проектировании все аргументы и выбрать
оптимальный вариант. На помощь пришли электронно- вычислительные
машины (ЭВМ). В состав компонентов, обеспечивающих работу САПР,
входят:
математическое
обеспечение
(теория,
методики
расчетов,
математические модели); программное обеспечение (пакеты прикладных
программ) ; техническое обеспечение (ЭВМ); информационное обеспечение
(базы данных , типовые проектные решения). Теория и методики расчетов
осваиваемые студентом в процессе лекционных и лабораторно-практических
занятий, являются первостепенными для использования САПР в курсовом
проектировании. В развитии САПР выделяются три этапа: первый этап –
применение ЭВМ для решения отдельных расчетных задач; второй этап –
ввод и вывод графической информации; третий этап – комплексная
автоматизация
с
получением
рабочих
чертежей,
пространственных
изображений и т.д. Элементы первого этапа применяются на кафедре при
курсовом проектировании деталей машин с 1989г – это программы
ДМК1…ДМК10 для расчета зубчатых передач. Наличие ЭВМ на кафедре с
программами
системы
АРМ-М
проектировщика-машиностроителя)
(автоматизированное
позволяет
в
рабочее
дальнейшем
место
успешно
автоматизировать расчеты не только зубчатых передач, но и ременных ,
цепных, червячных, а также расчеты валов и осей с выбором подшипников
для них с постепенным освоением второго и третьего этапов САПР.
Наиболее трудоемкими расчетами при выполнении курсового проекта
являются расчеты зубчатых передач с графиками нагрузок , представленных
в каждом задании в форме трехступенчатого нагружения. При этом , каждая
35
ступень нагружения для удобства определяется величиной нагружения
(вращающий момент Ti) и временем действия (ti), которые вычисляются в
зависимости от максимальных значений Т(Нм) и Lh(ч) через коэффициенты
А,В,С,Д,Е, необходимые для выявления режима нагружения [10]. Режим
нагружения является одним из аргументов расчета зубчатой передачи на
ЭВМ.
Режимы нагружения определяются кривыми (рис.5.1), где по оси
ординат отложено отношение текущего момента Ti к максимальному ТMAX
Ti/TMAX , а по оси абсцисс отложено отношение числа циклов работы при
моменте Ti к суммарному числу циклов за все время работы Lh (Ni/N∑).
Рисунок 5.1 – Типовые режимы нагружения.
0-постоянный; 1-тяжелый; 2-средний равновероятный;
3-средний нормальный; 4-легкий; 5- особо легкий;
Для выявления режима нагружения (табл.5.1) зубчатых передач
вычисляются коэффициенты приведения переменного режима нагружения к
эквивалентному постоянному для контактных КНЕ и изгибных KFE
напряжений.
36
КНЕ  (C  A3  D  B3  E)
К FE  (C  Aа  D  B а  E)
где A,,B,C,D. – коэффициенты из графика нагрузки;
a – показатель степени; a=6 (твердость НВ≤350), а=9(НВ≥350).
Таблица 5.1 – Значение коэффициентов приведения КНЕ и KFE при
различных режимах нагружения [10]
Режимы
нагружения
0
КНЕ
KFE
1,00
a=6
1,00
а=9
1,00
1
0,50
0,30
0,20
2
0,25
0,14
0,10
3
0,18
0,06
0,04
4
0,12
0,04
0,02
5
0,06
0,01
0,00
По данным (табл.5.1) студент выявляет режимы нагружения для своего
задания, предварительно определив КНЕ и KFE.
37
6. ТИПОВЫЕ ЗАДАНИЯ ДЛЯ КУРСОВОГО
ПРОЕКТИРОВАНИЯДЕТАЛЕЙ МАШИН
38
ЗАДАНИЕ 1
Спроектировать приводную станцию для смесителя кормов типа СМК-0,5,
если мощность на валу мешалки Р5(кВт), частота вращения вала мешалки
n5(мин-1), нормативный срок службы реверсивной приводной станции tH.
График нагрузки
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Вариант (группа)
Показатели
Мощность P5 , кВт
Частота вращ. n5,
мин-1
Срок службы tH, лет
Ксут
Кгод
Среда в помещении *
/B
D/E
С=1-(D+E); A=0,90
1
2
3
4
5
6
7
8
2
3,5
4,0
4,5
4,0
3,5
3,0
3
40
60
80
100
120
100
80
60
10
11
12
12
14
13
11
9,0
0,9
0,66
0,33
0,66
0,9
1
0,9
0,66
1
H
1,3/0,5
0,95
В0
1,45/0,6
0,9
К
1,4/0,7
0,85
А0
1,4/0,75
0,9
Щ
1,45/0,6
0,95
А0
1,4/0,6
1,0
B0
1,4/0,7
0,8
Н
1,3/0,8
0,3/0,3
0,4/0,3
0,4/0,4
0,45/0,35
0,45/0,4
0,35/0,4
0,35/0,45
0,35/0,5
Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0. Альбом - справочник механизатора - животновода
Россельхозиздат. 1972 с.46.
*
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПССК.00.00.00. ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
39
ЗАДАНИЕ 2
Спроектировать приводную станцию ленточного транспортера типа С948М, если мощность на ведущем валу транспортера Р4(кВт), частота
вращения n4(мин-1), нормативный срок службы нереверсивной приводной
станции tH.
График загрузки
С=1-( D+E)
A=0,85
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
Вариант (группа)
Мощность P4 кВт
Частота вращ. n4,мин-1
Срок службы tH, лет
1
4,5
80
7,0
2
4,0
70
8,0
3
3,6
60
9,0
4
2,8
50
10,0
5
3,0
80
9,0
6
3,6
70
8,0
7
4,0
75
7,5
8
4,5
80
7,0
Ксут
0,33
0,66
0,9
1
0,9
0,66
0,33
0,66
Кгод
1
0,95
0,9
0,85
0,8
0,75
0,7
0,9
Среда * в помещении
/B
H
1,3/0,55
A0
1,45/0,6
B0
1,4/0,7
K
1,5/0,75
Щ
1,4/0,7
K
1,45/0,65
B0
1,4/0,6
A0
1,3/0,55
D/E
0,35/0,35
0,4/0,35
0,5/0,35
0,45/0,3
0,5/0,3
0,45/0,35
0,4/0,4
0,4/0,5
Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0.
*
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПСЛТ.00.00.00. ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
40
ЗАДАНИЕ 3
Спроектировать приводную станцию мойки измельчителя кормов типа
ИКС-5М для вращения наклонного шнека, если мощность на ведущей
звездочке Р4(кВт), частота вращения шнека n4(мин-1), нормативный срок
службы нереверсивной станции tH.
График нагрузки
С=1-(D+E)
A=0,85
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
Вариант (группа)
Мощность P4 кВт
Частота вращ. n4,мин-1
Срок службы tH, лет
1
2,5
70
9,0
2
4,0
80
10,5
3
3,25
90
13,0
4
1,5
100
13,5
5
1,75
90
13,75
6
2,0
80
12,0
7
2,5
70
10,0
8
3,0
60
9,50
Ксут
0,66
0,33
0,66
0,99
0,66
0,33
0,66
0,99
Кгод
0,95
0,90
0,85
0,90
0,95
0,9
0,85
0,9
Среда в помещении
/B
B0
1,2/0,5
H
1,3/0,6
K
1,4/0,65
A0
1,5/0,7
Щ
1,4/0,65
K
1,3/0,6
B0
1,25/0,7
Щ
1,2/0,75
D/E
0,35/0,35
0,4/0,35
0,45/0,35
0,5/0,3
0,45/0,35
0,4/0,4
0,4/0,45
0,4/0,5
*
Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0.
Альбом - справочник механизатора - животновода 1972 с.21…23.
*
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПСМК.00.00.00. ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
41
ЗАДАНИЕ 4
Спроектировать приводную станцию для бункера-дозатора раздатчика
кормов типа РКС-3000 М, если мощность на валу шнека Р3(кВт), частота
вращения валов n3(I)(мин-1) и n3(II); нормативный срок службы
нереверсивной станции tH.
График нагрузки
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
С=1-(D+E)
A=0,85
Вариант (группа)
Мощность P3 кВт
n3(I) и n3(II) мин-1
Срок службы tH, лет
1
3
55/69,3
9,50
2
2
60/75,6
13,0
3
4
65/82
13,5
4
3
70/88
14,0
5
2,5
75/94,5
13,5
6
2
80/101
13,2
7
4
90/113
9,0
8
2,5
100/1
9,5
Ксут
0,66
0,33
0,66
0,66
0,33
0,99
0,66
0,99
Кгод
0,95
0,85
0,75
0,65
0,75
0,75
0,85
0,95
Среда * в помещении
/В
A0
1,2/0,5
H
1,3/0,6
B0
1,4/0,65
K
1,5/0,7
Щ
1,4/0,65
K
1,3/0,6
B0
1,25/0,7
A0
1,2/0,75
D/E
0,35/0,35
0,4/0,35
0,45/0,35
0,5/0,3
0,45/0,35
0,4/0,4
0,4/0,45
0,4/0,5
Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0.оссельхозиздат Альбом - справочник механизатора животновода 1972 с.121…128.
*
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПСБД.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
42
ЗАДАНИЕ 5
Спроектировать приводную станцию раздаточной платформыкормораздатчика РКС-3000 М, если мощность на ведущей звездочке
Р3(кВт), частота вращения n3(мин-1), нормативный срок службы
реверсивной приводной станции tH.
График нагрузки
С=1-(D+E)
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
A=0,80
Вариант (группа)
1
2
3
4
5
6
7
8
Мощность P3 кВт
n3(I)/n3(II) (мин-1)
Срок службы tH, лет
4,5
103/130
12,50
4,0
95/120
10
5,5
79/100
11
2,2
80/101
9
2,5
100/126
14
3,0
120/151
10
3,5
130/164
9
4,0
111/140
9,50
Ксут
0,33
0,66
0,33
0,66
0,99
0,66
0,33
9,50
Кгод
0,95
0,85
0,8
0,9
0,85
0,8
0,75
0,95
Среда в помещении
/В
H
1,3/0,55
B0
1,45/0,8
A0
1,5/0,75
K
1,4/0,7
Щ
1,5/0,7
K
1,45/0,65
H
1,4/0,6
B0
1,3/0,55
D/E
0,35/0,35
0,4/0,35
0,45/0,35
0,5/0,3
0,45/0,35
0,45/0,35
0,4/0,4
0,4/0,5
*
Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0. Альбом - справочник механизатора – животновода
Россельхозиздат 1972 с.121…128
*
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПСРП.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
43
ЗАДАНИЕ 6
Спроектировать приводную станцию самоходного зернопогрузчика 3С-60,
если мощность на валу ведущих колес Р4(кВт), частота вращения n4(мин-1),
нормативный срок службы нереверсивной приводной станции tH.
График нагрузки
С=1-(D+E)
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
A=0,85
Вариант (группа)
1
2
3
4
5
6
7
8
Мощность P4 кВт
n4 (мин-1)
Срок службы tH, лет
4
40
8,50
5
30
10
6
20
9,00
7
50
10
6
20
12,00
5
30
13,00
4
40
9,00
3
50
10
Ксут
0,33
0,9
0,66
0,33
0,66
0,9
0,66
0,33
Кгод
0,8
0,85
0,9
0,95
0,85
0,8
0,75
0,7
Среда в помещении
/В
H
1,2/0,5
B0
1,3/0,6
A0
1,4/0,35
H
1,5/0,7
B0
1,4/0,66
A0
1,3/0,6
B0
1,25/0,7
H
1,2/0,75
D/E
0,35/0,35
0,4/0,35
0,45/0,35
0,5/0,3
0,45/0,35
0,4/0,4
0,4/0,45
0,5/0,4
*
Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0. ПТМ в с.х. Атлас конструкцийс. 89 1967г., с. 69 1990г.
*
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПССЗ.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
44
ЗАДАНИЕ 7
Спроектировать приводную станцию смесителя агрегата для
приготовления комбикормов типа АКН-1М, если мощность на валу шнекасмесителя Р4(кВт), частота вращения шнека n4(мин-1), нормативный срок
службы реверсивной приводной станции tH.
График нагрузки
С=1-(D+E)
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
A=0,85
Вариант (группа)
1
2
3
4
5
6
7
8
Мощность P4 кВт
n4 (мин-1)
Срок службы tH, лет
6,0
80
12
5,0
90
11
5,5
100
10
6
110
9
5,5
120
10
5,0
110
11
5,5
100
12
6,0
90
13
Ксут
0,33
0,66
0,9
1
0,9
0,66
0,33
0,66
Кгод
0,85
0,9
0,95
0,9
0,95
0,90
0,95
0,9
Среда в помещении
H
B0
Щ
A0
A0
В0
H
/В
1,3/0,5
1,4/0,6
K
1,5/0,7
1,4/0,7
1,5/0,7
1,45/0,6
1,4/0,6
1,3/0,6
D/E
0,3/0,3
0,35/0,35
0,45/0,3
0,5/0,3
0,45/0,3
0,4/0,35
0,4/0,4
0,4/0,5
*
Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0. Альбом - справочник механизатора – животновода
Россельхозиздат 1972 с.52…55.
*
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПСПК.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
45
ЗАДАНИЕ 8
Спроектировать приводную станцию для привода двух ленточных
транспортеров в зерноскладе, если мощность на валу барабана Р 4(кВт),
частота вращения n4(мин-1), нормативный срок службы нереверсивной
станции tH.
График нагрузки
С=1-(D+E)
A=0,85
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
Вариант (группа)
1
2
3
4
5
6
7
8
Мощность P4 кВт
n4 (мин-1)
Срок службы tH, лет
3,5
120
9
4
100
10
3,5
80
11
3
80
12
3,5
90
11
4
100
10
3,5
110
9
3
120
8
Ксут
0,33
0,66
0,9
1
0,9
0,66
0,33
0,66
Кгод
1
0,9
0,8
0,9
1,0
0,9
0,8
0,9
Среда в помещении
/В
H
1,2/0,5
A0
1,3/0,6
B0
1,4/0,65
K
1,5/0,7
Щ
1,4/0,65
A0
1,3/0,6
B0
1,2/0,7
K
1,3/0,7
D/E
0,35/0,35
0,4/0,35
0,45/0,35
0,5/0,3
0,4/0,3
0,4/0,4
0,4/0,45
0,4/0,5
*
Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0.
*
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПСЛТ.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
46
ЗАДАНИЕ 9
Спроектировать приводную станцию для смесителя кормов типа СМК-0,5,
если мощность на валу мешалки Р5(кВт), частота вращения вала мешалки
n5(мин-1), нормативный срок службы реверсивной приводной станции tH.
График нагрузки
С=1-(D+E)
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
A=0,90
Вариант (группа)
1
2
3
4
5
6
7
8
Мощность P5 кВт
n5 (мин-1)
Срок службы tH, лет
2
40
9,0
2,5
60
10
3,0
80
11
3,5
100
12
3,0
120
13
2,5
100
12
2
80
10
2,5
60
9,0
Ксут
0,9
0,66
0,33
0,66
0,9
1
0,9
0,66
Кгод
1
0,95
0,9
0,85
0,9
0,95
1,0
0,8
Среда * в помещении
/В
H
1,3/0,5
B0
1,45/0,6
K
1,4/0,7
A0
1,4/0,75
Щ
1,45/0,6
A0
1,4/0,6
B0
1,4/0,7
H
1,3/0,8
D/E
0,3/0,3
0,4/0,3
0,4/0,4
0,45/0,35
0,45/0,4
0,35/0,4
0,35/0,45
0,35/0,5
Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0. Альбом - справочник механизатора – животновода
Россельхозиздат. 1972 с.46.
*
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПССК.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
47
ЗАДАНИЕ 10
Спроектировать приводную станцию для привода ленточного
транспортера, работающего на току, если мощность на ведущем барабане
Р5(кВт), частота вращения барабана n5(мин-1), нормативный срок службы
нереверсивной приводной станции tH.
График нагрузки
С=1-(D+E)
A=0,90
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
Вариант (группа)
1
2
3
4
5
6
7
8
Мощность P5 кВт
n5 (мин-1)
Срок службы tH, лет
3,5
25
8,0
4,5
30
9,0
5
25
10
3,7
20
12
2
25
11
2,5
30
10
3,0
25
9,0
3,5
20
8,0
Ксут
0,33
0,66
0,9
1
0,9
0,66
0,33
0,9
Кгод
0,7
0,75
0,8
0,85
0,9
0,95
1
0,7
Среда в помещении
/В
H
1,2/0,5
A0
1,3/0,6
B0
1,4/0,65
K
1,5/0,7
Щ
1,4/0,65
A0
1,3/0,6
B0
1,25/0,7
H
1,2/0,75
D/E
0,35/0,35
0,4/0,35
0,45/0,35
0,5/0,35
0,4/0,4
0,4/0,45
0,4/0,45
0,4/0,5
*
Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0.
ПТМ в с.х. Атлас конструкций 1990г. с.95.
*
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПСЛТ.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
48
ЗАДАНИЕ 11
Спроектировать приводную станцию раздатчика кормов типа ТВК-80А,
если мощность на валу ведущем звездочки транспортера Р4(кВт), частота
вращения ведущей звездочки транспортера n4(об/мин), диаметр начальной
окружности ведущей звездочки транспортера D0(мм),нормативный срок
службы реверсивной станции tH.
График нагрузки
С=1-(D+E) A=0,85
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
Вариант (группа)
1
2
3
4
5
6
7
8
Мощность P4 кВт
Частота вращ. n4(мин-1)
D0, мм
4
20
400
5,5
25
375
5
10
350
6
15
300
8
18
250
6
14
300
5
10
350
4
7
400
Срок службы tH, лет
Ксут
Кгод
9,50
0,66
0,95
13,00
0,66
0,85
13,20
0,33
0,75
15,00
0,33
0,95
9,75
0,99
0,85
9,50
0,66
0,95
9,20
0,99
0,85
9,00
0,66
0,9
Среда * в помещении
/В
K
1,2/0,5
K
1,3/0,6
B0
1,4/0,65
Щ
1,5/0,7
H
1,4/0,65
B0
1,3/0,6
A0
1,25/0,7
A0
1,2/0,75
D/E
0,35/0,35
0,4/0,35
0,45/0,35
0,5/0,3
0,45/0,35
0,4/0,4
0,4/0,45
0,4/0,5
* Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ; влажная –
В0. Альбом справочник механизатора животновода Россельхозиздат 1972 с.52..55.
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПСРК.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
49
ЗАДАНИЕ 12
Спроектировать приводную станцию для скребкового транспортера,
перемещающего сочные корма от хранилища до кормоцеха, если
мощность на валу ведущей звездочки транспортера Р4(кВт), частота
вращения звездочки n4(мин-1), нормативный срок службы нереверсивной
приводной станции tH.
График нагрузки
С=1-(D+E)
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
A=0,85
Вариант (группа)
1
2
3
4
5
6
7
8
Мощность P4 кВт
n4 (мин-1)
Срок службы tH, лет
3,5
45
10
4,3
90
10
4,5
150
11
5
200
10
6
150
9,0
7
100
10
7,3
50
10
6,5
35
13
Ксут
0,39
0,66
0,9
1
0,9
0,66
0,63
0,60
Кгод
1
0,95
0,9
0,95
1
0,95
0,9
0,95
Среда * в помещении
/В
H
1,31/0,50
A0
1,45/0,6
B0
1,5/0,7
K
1,4/0,7
Щ
1,5/0,75
Щ
1,45/0,6
B0
1,4/0,65
A0
1,31/0,55
D/E
0,3/0,32
0,4/0,3
0,5/0,3
0,3/0,4
0,3/0,5
0,4/0,4
0,35/0,4
0,4/0,45
Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0. ПТМ в с.х. Атлас конструкций 1967г. с.102…103.
*
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПССТ.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
50
ЗАДАНИЕ 13
Спроектировать приводную станцию для передвижной самоходной
тележки, если мощность на валу колеса Р4(кВт), частота вращения
n4(мин-1), нормативный срок службы реверсивной приводной станции tH.
График нагрузки
С=1-(D+E)
A=0,90
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
Вариант (группа)
1
2
3
4
5
6
7
8
Мощность P4 кВт
n4 (мин-1)
Срок службы tH, лет
3,5
10
10
2,0
8
12
2,5
7
11
2
5
10
4,5
9
11
2
9
12
2,5
8
11
3
7
10
Ксут
0,33
0,66
0,9
1,0
0,9
0,66
0,33
0,66
Кгод
0,6
0,65
0,7
0,75
0,8
0,85
0,9
0,95
Среда в помещении
/В
H
1,3/0,55
A0
1,45/0,6
B0
1,4/0,7
K
1,5/0,75
Щ
1,4/0,7
K
1,45/0,65
B0
1,4/0,7
A0
1,3/0,8
D/E
0,35/0,35
0,4/0,35
0,45/0,35
0,5/0,3
0,45/0,35
0,45/0,4
0,4/0,4
0,4/0,5
*
Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0. ПТМ в с.х. Атлас конструкций 1990г. с.86…87.
*
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПССТ.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
51
ЗАДАНИЕ 14
Спроектировать приводную станцию раздатчика кормов внутри кормушек
типа ТВК-80А, если мощность на валу приводной звездочки Р5(кВт),
частота вращения звездочки n5(мин-1), нормативный срок службы
приводной реверсивной станции tH.
График нагрузки
С=1-(D+E)
A=0,95
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
Вариант (группа)
1
2
3
4
5
6
7
8
Мощность P5 кВт
n5 (мин-1)
Срок службы tH, лет
3,0
10
9,0
4,5
15
10
5,0
20
11
4,5
25
12
5,0
25
12
5,5
20
11
6,0
15
10
6,5
10
9,00
Ксут
0,33
0,66
0,99
0,66
0,33
0,66
0,99
0,66
Кгод
1
0,95
0,9
0,95
0,9
0,85
0,9
0,95
Среда в помещении
/В
H
1,2/0,5
A0
1,3/0,6
B0
1,4/0,6
K
1,3/0,6
Щ
1,4/0,65
B0
1,3/0,7
A0
1,25/0,75
K
1,2/0,7
D/E
0,3/0,3
0,4/0,3
0,45/0,3
0,3/0,4
0,3/0,45
0,4/0,4
0,4/0,45
0,35/0,4
*
Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0. Альбом - справочник механизатора – животновода
Россельхозиздат 1972 с.52…55.
*
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПСРКТ.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
52
ЗАДАНИЕ 15
Спроектировать приводную станцию для винтового транспортера, если
мощность на валу шнека Р4(кВт), частота вращения шнека n4(мин-1),
нормативный срок службы реверсивной станции tH.
График нагрузки
С=1-(D+E)
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
A=0,95
Вариант (группа)
1
2
3
4
5
6
7
8
Мощность P4 кВт
n4 (мин-1)
Срок службы tH, лет
7,0
100
8,00
6,5
80
9,00
5,2
50
10,00
4
38
11,00
4,7
48
12,00
6,4
58
11,00
4,6
50
10,00
5,8
45
9,00
Ксут
0,33
0,66
0,9
1,0
0,9
0,66
0,33
0,66
Кгод
0,8
0,9
1
0,9
0,8
0,9
1
0,9
Среда в помещении
/В
H
1,3/0,55
A0
1,45/0,65
K
1,5/0,75
Щ
1,4/0,7
B0
1,5/0,7
Щ
1,45/0,65
В0
1,4/0,6
А0
1,3/0,6
D/E
0,35/0,35
0,4/0,35
0,45/0,3
0,5/0,3
0,45/0,3
0,4/0,35
0,4/0,4
0,4/0,5
*
* Среда: абразивная – А0; нейтральная – Н; кислая – К; щелочная – Щ;
влажная – В0. ПТМ в с.х. Атлас конструкций 1990г. с.107.
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПСРВТ.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
53
ЗАДАНИЕ 16
Рассчитать и спроектировать приводную станцию ленточного
транспортера. Привод к валу рабочей машины осуществляется от 2 -х
полюсного электродвигателя (Пс=3000 об/мин) с ременной передачей и
коническо – цилиндрическим редуктором.
График нагрузки
С=1-(D+E)
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
A=0,90
Вариант (группа)
Показатели
1
2
3
4
5
6
7
8
2
5
4
2,5
3,5
4,5
3
4
Усилие сопр. ленты
F(кН)
Скорость ленты V (м/c)
Диаметр барабана D
(мм)
Ксут/ Кгод
2,0
300
1,5
300
0,8
300
1,5
250
2,0
250
0,7
250
1,5
250
2,0
250
0,3/0,95
0,4/0,9
0,8/0,8
0,33/0,7
0,4/0,8
0,6/0,75
0,5/0,85
0,35/0,8
/В
1,2/0,55
1,42/0,65
1,3/0,7
1,2/0,55
1,3/0,6
1,42/0,7
1,25/0,55
1,2/0,6
0,45/0,45
0,5/0,35
0,55/0,4
0,45/0,5
0,5/0,45
0,45/0,35
0,55/0,35
0,5/0,4
D/E
Ременная передача *
Кл
Пл
Кл
Пл
Кл
Пл
Кл
Пл
Срок службы в годах tH.
8
10
12
15
12
10
10
12
*Ременная
Изм. Лист
Получил
Проверил
передача: Пл - плоскоременная; Кл – клиноременная.
Фамилия
Подпись Дата
ДМ2. ПСРЛТ.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
54
ЗАДАНИЕ 17
Рассчитать и спроектировать приводную станцию ленточного
транспортера. Привод к валу рабочей машины осуществляется от 6
полюсного электродвигателя (Пдв=1000 об/мин) с ременной передачей и
коническо – цилиндрическим редуктором.
График нагрузки
С=1-(D+E)
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
A=0,90
Вариант (группа)
1
2
3
4
5
6
7
8
2
5
4
2,5
3,5
4,5
3
2,5
Усилие сопр. ленты
F(кН)
Скорость ленты V (м/c)
Диаметр барабана D
(мм)
Ксут/ Кгод
2,0
300
1,5
300
0,8
300
1,5
250
2,0
250
0,7
250
1,5
250
2,0
250
0,3/0,95
0,4/0,9
0,8/0,8
0,33/0,7
0,4/0,8
0,6/0,75
0,5/0,85
0,35/0,8
/В
1,2/0,55
1,42/0,65
1,30/0,7
1,20/0,55
1,30/0,6
1,42/0,7
1,25/0,55
1,25/0,6
0,45/0,45
0,5/0,35
0,55/0,4
0,45/0,5
0,5/0,45
0,45/0,35
0,55/0,35
0,5/0,45
Кл
Пл
Кл
Пл
Кл
Пл
Кл
Пл
10
12
15
12
10
10
12
D/E
Ременная передача *
Срок службы в годах
8
tH.
*Ременная передача:
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Пл - плоскоременная; Кл – клиноременная.
Подпись Дата
ДМ2. ПСРЛТ.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
55
ЗАДАНИЕ 18
Рассчитать и спроектировать приводную станцию ленточного
транспортера. Привод к валу рабочей машины осуществляется от 4 -х
полюсного электродвигателя (Пс=1500 об/мин) с ременной передачей и
коническо – цилиндрическим редуктором.
График нагрузки
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Показатели
С=1-(D+E)
A=0,92
Вариант (группа)
1
2
3
4
5
6
7
8
2,7
5,3
4
2,5
3,5
4,5
3,7
6,1
Усилие сопр. ленты
F(кН)
Скорость ленты V (м/c)
Диаметр барабана D
(мм)
Ксут/ Кгод
2,0
400
1,57
400
0,8
300
1,5
250
2,0
250
0,7
250
1,5
250
2,0
250
0,3/0,95
0,4/0,9
0,8/0,8
0,33/0,7
0,4/0,8
0,6/0,75
0,5/0,85
0,4/0,85
/В
1,20/0,55
1,42/0,65
1,3/0,7
1,2/0,55
1,3/0,6
1,42/0,7
1,25/0,55
1,4/0,7
0,45/0,45
0,5/0,35
0,55/0,4
0,45/0,5
0,5/0,45
0,45/0,35
0,55/0,35
0,45/0,5
Кл
Пл
Кл
Пл
Кл
Пл
Кл
Пл
10,6
12
15
12
10
9
10
D/E
Ременная передача *
Срок службы в годах
7
tH.
*Ременная передача:
Изм. Лист
Получил
Проверил
Фамилия
Пл - плоскоременная; Кл – клиноременная.
Подпись Дата
ДМ2. ПСРЛТ.00.00.00.ПЗ
Лит.
Лист
Листов
СтГАУ
Утверд.
56
7. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ И
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Кинематический расчет и выбор электродвигателя производим на
примере приводной станции винтового транспортера, работающего в
зерноскладе. Привод рабочей машины осуществляется от электродвигателя
через ременную передачу, коническо - цилиндрический редуктор и цепную
передачу.
Рисунок.7.1 Кинематическая схема приводной станции
Рисунок.7.2. График нагрузки приводной станции
57
Исходные данные:
- мощность на валу шнека Р5 = 5 кВт;
- частота вращения вала шнека n5 = 69 мин-1;
- коэффициент суточного использования Ксут = 0,35;
- коэффициент годового использования Кгод = 0,85;
- коэффициенты графика нагрузки:
А = 0,7; В = 0,38; С = 0,15; D = 0,35; Е = 0,5;
- коэффициент повышения крутящего момента в момент пуска α = 1,3;
- срок службы в годах tг = 10 лет
7.1. Определение действительного срока службы приводной станции в
часах.
Lh=365∙24∙tг∙Кгод∙Ксут,
где: 365 - число дней в году;
24 - число часов в сутках;
tг - срок службы в годах;
Кгод – коэффициент годового использования;
Ксут - коэффициент суточного использования;
Lh=365∙24∙10∙0,85∙0,35=26061 ч.
7.2. Определение продолжительности действия моментов в течение
срока службы приводной станции.
t1=C∙Lh=0,15∙26061=3909 ч
t2=D∙Lh=0,35∙26061=9121 ч
t3=E∙Lh=0,5∙26061=13031 ч
7.3. Определение расчетного крутящего момента на валу рабочей
машины.
T5 
P5
5
,
где: Р5 – мощность на валу рабочей машины;
ω5 – угловая скорость вала рабочей машины;
58
  n5
5 
30
,
где: n5 – частота вращения вала рабочей машины (пятый вал приводной
станции).
5 
  69
 7,2 рад/с;
30
5 10 3
T5 
 694 Нм.
7,2
7.4. Выбор режима работы приводной станции
При
проектировании
приводных
станций
с
электроприводом
рассматривают три основных режима работы:
Длительный режим работы. Характеризуется продолжительностью
работы,
достаточной
для
достижения
установившегося
значения
температуры нагрева двигателя. Заданный внешний момент заменяют
эквивалентным моментом:
Tэк

к
Т
i 1
2
i

ti
t
i
Расчетное значение мощности двигателя определяют по формуле:
Pдв . расч. 
Кратковременный
режим
Т эк   р.о.
об
работы.
Характеризуется
общей
продолжительностью работы двигателя под нагрузкой - 10мин. < t > 60мин.
Нагрев
двигателя
не
происходит
до
установившейся
температуры.
Продолжительность остановок достаточна для выравнивания температуры
нагрева двигателя до температуры окружающей среды. Эквивалентный
момент и необходимую мощность двигателя определяют как для длительного
режима работы.
59
Повторно-кратковременный режим работы. Этот режим работы
характеризуется частыми пусками и остановками. При этом температура
нагрева двигателя за время пуска не достигает установившегося значения, а
за время остановки не опускается до температуры окружающего воздуха.
Продолжительность одного периода (время работы и остановки) tт + tто
<10мин. Продолжительность включения двигателя в (%) характеризуется
фактической величиной отношения:
ПВф 
tT
100%
tT  tTO
Эквивалентный момент нагружения вычисляют как и для длительного
периода роботы, а необходимая мощность определяется по формуле:
Рдв . расч. 
Т э   р .о .
 об
По каталогу подбирается двигатель с номинальной мощностью Рн.дв.≥
Ррасч.дв..
Так как приводная станция винтового транспортера работает на
зерноскладе с длительностью работы более 60 мин, то принимаем
длительный режим работы с продолжительностью достаточной для
достижения установившегося значения температуры нагрева двигателя.
7.5. Определение эквивалентного крутящего момента на валу рабочей
машины.
(T1)2  t1  (T2) 2  t2  (T3) 2  t3
Tэк 
,
t1  t2  t3
где:
T1 =T5=694
Нм;
T2 =А∙Т5=0,7∙694=486
Нм;
T3 =В∙Т5=0,38∙694=264 Нм;
t1+t2+t3=26061 час.
60
694 2  3909  486 2  9121  264 2 13031
Tэк 
 435 Нм
26061
Проверочная формула: Tэк  T5 C  A 2  D  B 2  E
Tэк  694 0,15  0,7 2  0,35  0,38 2  0,5  435
Нм
7.6. Определение необходимой мощности электродвигателя.
Рдв 
Т эк  5
 об
где: ηоб – общий КПД приводной станции;
4
 об   р  к ц цеп  подш
Таблица 7.1. Рекомендуемые значения КПД
Передача
Обозначение
КПД,(η)
Ременная передача
ηрем
0,95…0,97
Цепная передача
ηцеп
0,92…0,95
Пара подшипников
ηподш
0,99…0,995
Цилиндрическая передача
ηзуб
0,97…0,98
Коническая передача
ηкон
0,95…0,97
Червячная передача
ηчер
0,70…0,90
Принимаем: КПД ременной передачи, ηр=0,96; [5]
КПД конической передачи, ηк=0,96;
КПД цилиндрической передачи, ηц=0,97;
КПД цепной передачи, ηцеп=0,93;
КПД пары опор, ηподш=0,99
об  0,96  0,96  0,97  0,93  0,99 4  0,80
Рдв 
435  7,2
 3915 Вт =3,915 кВт
0,8
61
7.7.
Определение
ориентировочной
частоты
вращения
вала
электродвигателя nдв по средним передаточным отношением передач.
  n5  uоб ,
nдв
где uоб – общее передаточное отношение приводной станции
uоб  u р  uк  uц  uцеп ,
где из рекомендаций принимаем:
для ременной передачи up=2;
для конической передачи uk=2;
для цилиндрической передачи uц=3;
для цепной передачи uцеп=3.
uоб  2  2  3  3  36
nдв  69  36  2484 мин1
1.8. Краткая характеристика электродвигателей общего назначения.
Электродвигатели
–
это
электрические
машины,
в
которых
осуществляется преобразование электрической энергии в механическую
энергию.
В
зависимости
от
рода
потребления
тока
электродвигатели
подразделяются на двигатели постоянного и переменного тока.
Двигатели постоянного тока допускают плавное регулирование
скорости вращения в широких пределах, создавая при этом большой
пусковой
момент
(особенно
система
генератор-двигатель),
а
также
обеспечивают плавный пуск, торможение и реверс. Эти свойства двигателей
постоянного тока делают их незаменимыми в качестве тяговых двигателей
городского и железнодорожного транспорта (трамвай, троллейбус, метро,
электровоз, тепловоз). Двигатели постоянного тока используются также в
электроприводе некоторых металлорежущих станков, прокатных станков,
подъемно-транспортных машин, экскаваторов.
62
Основные недостатки двигателей постоянного тока – необходимость
установки устройства для преобразования трехфазного переменного тока в
постоянный, сложная конструкция, высокая стоимость эксплуатации по
сравнению с двигателями переменного тока.
Двигатели переменного тока делятся на синхронные и асинхронные.
Синхронные двигатели работают с постоянной угловой скоростью
независимо от нагрузки и в основном не регулируются. Основное
преимущество их по сравнению с ассинхронными – более высокий КПД,
постоянство
угловой
скорости,
большой
коэффициент
перегрузки;
недостатки – сложный уход, большая стоимость.
Синхронные двигатели получили очень широкое применение как
двигатели большой мощности (свыше 100 кВт) при небольшой скорости
вращения для нерегулируемого привода (непрерывные прокатные станы,
компрессоры,
поршневые
насосные
станции,
холодильные
машины,
камнедробилки, и т.д), их применение желательно еще и потому, что, работая
на опережающем токе с коэффициентом мощности меньше единицы, они
одновременно улучшают коэффициент мощности системы.
Трехфазные асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым
ротором состоят из неподвижного статора, вращающегося ротора и двух
подшипниковых щитов с подшипниками качения или скольжения в центре
щитов. Статор двигателя состоит из корпуса, сердечника и трехфазной
обмотки. Корпус изготовлен из чугуна или сплавов алюминия.
Сердечник
электротехнической
статора
стали
набирается
толщиной
из
0,3
штампованных
или
0,5
мм,
листов
покрытых
изоляционным лаком. На внутренней поверхности сердечника имеются пазы
для укладки в них трехфазной обмотки, выполненной из изолированного
провода. Обмотки-фазы расположены под углом 120° друг к другу.
Ротор асинхронного электродвигателя состоит из вала, опирающегося
на подшипники, сердечника и обмотки. Сердечник ротора также собирается
из
штампованных
листов
электротехнической
стали.
На
внешней
63
поверхности сердечника имеются пазы, в которых размещаются медные или
алюминиевые стержни обмотки ротора без изоляции. Концы стержней
надежно путем сварки или литья под давлением присоединены к кольцам. В
результате получается короткозамкнутая обмотка ротора, напоминающая
беличье колесо.
Асинхронные двигатели не требуют сложного обслуживания, просто
пускаются в ход, выносят большие перегрузки, непосредственно включаются
в трехфазную сеть переменного тока (без преобразователей). Вместе с
достоинством трехфазные асинхронные двигатели имеют ряд недостатков.
Основным их недостатком является то, что для них не существует простых
способов регулировки скорости вращения. Вторым недостатком этих
двигателей является зависимость скорости вращения от механической
нагрузки, иначе говоря, при увеличении нагрузки на валу двигателей
снижается
скорость
вращения
ротора,
т.е.
асинхронные
двигатели
чувствительны к перегрузкам. Третий недостаток двигателя – сравнительно
низкий по сравнению с двигателями постоянного тока, коэффициент
полезного действия.
Для многих промышленных приводов эти недостатки не имеют
существенного значения, и трехфазные асинхронные двигатели, благодаря
указанным преимуществам, являются
самыми распространенными в
промышленности и сельском хозяйстве. Асинхронные двигатели являются
незаменимыми в приводах токарных и сверлильных станков, циркулярных
пил, подъемных кранов и лебедок, лифтов в жилых домах и шахтных клетей.
В сельском хозяйстве эти электродвигатели применяют для привода сеялок,
барабанов молотилок, зернопультов, зернопогрузчиков и т.д.
Асинхронные однофазные
двигатели
практически
не
получили
распространение в практике сельского хозяйства из-за низкого КПД,
ограниченного
диапазона
мощностей,
малого
пускового
момента
и
небольшого значения (cos φ).
64
Как
правило,
для
приводных
станций
сельскохозяйственного
назначения применяются электродвигателя асинхронного переменного
трехфазного
тока
единой
сери
АИР
–
закрытые
обдуваемые
с
короткозамкнутым ротором и числом полюсов 2; 4; 6; 8.
Для технических расчетов применяют значение асинхронной частоты
вращения, которая ориентировочно на 2,5…3% меньше синхронной.
При
выборе
электродвигателя
следует
учитывать,
что
чем
быстроходнее двигатель, тем меньше масса и стоимость. При этом
асинхронные электродвигатели могут работать с перегрузками: 10% длительно, 20% - 30 мин, 50% - 3 мин.
Учитывая выше изложенное, выбираем электродвигатель 4А100S2 –
закрытый обдуваемый асинхронный электродвигатель трехфазного тока
(ГОСТ 19523-74) или АИР 100S2 (ТУ 16-525.364 - 84). [5,12]
Рдв  4кВт;
nс  3000 мин1 ;
пуск 
7.9
nа  2880 мин1
Т пуск
Т ном
2
Определение действительного общего передаточного числа и
корректировка передаточных чисел отдельных передач.
uоб 
na 2880

 41.7
n5
69
Передаточные числа зубчатых передач корректируем по стандартному
ряду чисел:
принимаем:
uц  3,15;
u к  2.
для ременной передачи оставляем u р  2, тогда для цепной передачи
uцеп 
41,7
 3,3
2  2  3,15
uоб  2  2  3,15  3,3  41,58
65
7.10. Проверка двигателя на перегрузку.
 Т
0,81  пуск  uоб  об
 Т н.дв .
где: 0,81 – коэффициент падения напряжения в сети,
λпус– кратность пускового момента,
α – коэффициент повышения крутящего момента при пуске, α=1,3.
Т н.дв . 
Рдв
дв
;
дв 
 n
30

3,14  2880
 301 рад / с
30
4 103
Т н.дв 
 13,28Нм
301
1,3  694
 16,74 Нм  13,28Нм
0,81 2  41,58  0,8
Это означает, что двигатель «опрокидывается» (остановка под
нагрузкой) при резком увеличении внешнего момента, поэтому выбираем
электродвигатель ближайший большей мощности по стандартному ряду:
4A100L2 или АИР100L2
Рдв=5,5 кВт; nc=3000 мин-1; na=2880 мин-1; λпуск=2.
Проверяем вновь выбранный электродвигатель:
Т н.дв
5,5  10 3

 18,27 Нм  16,74 Нм
301
Следовательно, данный двигатель подходит.
Рисунок 7.3. Эскизная схема электродвигателя АИР 100L2
66
7.11. Определение частот вращения и угловых скоростей на всех валах
приводной станции.
п1  пдв  2880 мин 1
1  дв  301 рад / с
 301
2  1 
 150,5 рад / с
п2 
п1 2880

 1440 мин 1
uр
2
п3 
п2 1440

 720 мин 1
uк
2
3 
п4 
п3 720

 228,6 мин 1
uц 3,15
4 
п5 
п4
228,6

 69,26 мин 1
uцеп
3,3
5 
uр
2
uк
3
uц
4
uцеп
2

150,5
 75 рад / с
2

75
 24 рад / с
3,15

24
 7,2 рад / с
3,3
Допустимый процент ошибки расчетов [∆] ≤ 3%
62.26  69
 100%  0.37%  []
69
Расчет сделан верно.
7.12 Определение крутящих моментов на всех валах приводной
станции:
T5  694 Нм
Т4 
Т5
uцеп  цеп   подш

694
 228 Нм
3,3  0,93  0,99
Т3 
п2
228

 75,5 Нм
uц  ц   подш 3,15  0,97  0,99
Т2 
Т3
75,5

 40 Нм
uк  ц   подш 2  0,96  0,99
Т1 
Т2
40

 21Нм
u р   р   подш 2  0,96  0,99
Полученные кинематические и энергетические параметры служат
исходными данными для расчета передач, а затем валов, подшипников и т.д.
67
8. РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
В рассматриваемой приводной станции указана клиноременная
передача. Расчет плоскоременной передачи производим как один из
вариантов.
Рисунок 8.1. Схема плоскоременной передачи.
Исходные данные принимаются из кинематического расчета:
- мощность на валу ведущего шкива P1=5.5 кВт;
- передаточное число u=2;
- частота вращения ведущего шкива n1=2880 мин-1;
- передача работает с незначительными (2…3%) перегрузками.
8.1. Диаметр ведущего шкива определяем по формуле Саверина:
D1  (110...120)  3
где
P1 -
P1
,
n1
мощность, Вт.
5,5  10 3
D1  (110 ...120 ) 
 136 ...149 мм .
2880
3
Принимаем ближайший больший диаметр D1=160мм, ГОСТ17383-73.
8.2. Определение диаметра ведомого шкива
68
D2  D1  u  (1   )  160  2  (1  0,01)  317 мм ,
где:  - относительное скольжение, для плоскоременной передачи
можно принять   0,01
Принимаем D2  320 мм , ГОСТ17383-73
Уточняем передаточное число
u 
D2
320

 2,02
D1  (1   ) 160  (1  0,01)
Ошибка u 
u  u
2  2.02
 100% 
 100%  1% ,
u
2
допускается
отклонение передаточного
числа
от
номинального
[u ]  до3%
Условие u  1%  [u ]  3% выполняется.
8.3. Скорость ремня определяется по диаметру шкива и его частоте
вращения
V
где:
D1 , D2
  D1  n1
60
или
V
  D2  n2
60
- диаметры шкивов в метрах;
n1, n2 – соответствующая частота вращения валов в мин-1
V
  0,160  2880
 24 м
с
60
8.4. Вычисляем окружное усилие
Ft 
P1 5,5 10 3

 229 H
V
24
8.5. Определение допускаемого рабочего
полезного напряжения
(удельное окружное усилие на единицу площади поперечного сечения).
[ K ]  K 0  C0  C  CV  C p , [5]
69
где:
K0 -
допускаемое
исходное
полезное
напряжение
для
горизонтальной передачи при напряжении от предварительного натяжения
 0  1,8МПа и отношении

D1

1
;
40
принимаем K 0  2,25МПа для прорезиненного ремня [4];
С0 - коэффициент, учитывающий расположение передачи; при наклоне
до
60 0 ,
С0  1 .
С - коэффициент учитывает влияние угла обхвата малого шкива
1  180 0  600 
D2  D1
 1   150 
a
[5]
где: a – межосевое расстояние ,
a  (1,5...2)  ( D1  D2 )  (1,5...2)  (160  320)  (720...960) мм,
Принимаем, а=950 мм.
1  180 0  600 
320  160
 170 0  1   150 0 ;
950
где: 1  - минимально допустимый угол обхвата для плоскоременной
передачи
C  1  0,003  (180  1 )  1  0,003  (180 0  170 0 )  0,97 ;
C - коэффициент учитывает влияние скорости
C  1,04  0,0004  2  1,04  0,0004  24 2  0,81;
C
-
учитывает условия эксплуатации передачи для привода
конвейеров:
скребковых конвейеров C   0,8 ; винтовых C   0,8 ; пластинчатых
C  0,9 ; ленточных C   1,0 . [5]
Принимаем C   0,8 .
70
K   2,25  1  0,97  0,81  0,8  1,41 МПа.
8.6. Определение необходимой площади поперечного сечения ремня
S  â 
Ft 229

 162 ìì
K  1,41
2
,
где: в - ширина ремня, мм;
 - толщина ремня, мм
8.7. Толщину ремня вычисляем из условия

D1

1
;
40
   D1
40

160
 4 мм.
40
Толщина одной прокладки с прослойкой составляет  1  1,5 мм для
прорезиненного ремня.
Число
прокладок
3  5,
принимаем
Z пр  3 ,
тогда
  Z пр   1  3  1,5  4,5мм .
8.8. Необходимая ширина ремня составит:
b
S


162
 36 мм .
4,5
Принимаем ремень типа А (нарезной), шириной b = 40мм [5].
8.9. Расчетная длина ремня вычисляется в зависимости от диаметров
шкивов и межосевого расстояния:

( D2  D1 ) 2
L  2  a   ( D1  D2 ) 
;
2
4a

(320  160) 2
L  2  950   (160  320) 
 2667 мм .
2
2  950
8.10. Проверяем работоспособность передачи по числу пробегов ремня:

V
    5 с-1 ,
L

24
 9 с-1 ,
2,67
где: V – скорость ремня, V  24 ì ñ ;
L – длина ремня, L  2.67 ì
71
[ ] - допустимое число пробегов ремня для плоскоременной
передачи
Поэтому увеличиваем длину ремня до L=4800мм, тогда  
24
 5c 1 .
4,8
Уточняем значение межосевого расстояния :


1
2
a   2  L    ( D2  D1 )  2  L    ( D2  D1 )  8  ( D2  D1 ) 2 
8
1
2
  2  4800    (320  160)  2  4800    (320  160)  8  (320  160) 2  2021 мм
8


Это межосевое расстояние обеспечивает нормальную работу передачи,
но габариты передачи сравнительно большие. Поэтому в таких случаях более
целесообразно применение клиноременной передачи.
8.11. Определение ориентировочной долговечности ремня в часах
T
 у6
 max6

10 7  Ci  Cн
[5]
3600  2 
где: Ci = 1,5 – коэффициент, учитывающий влияние передаточного
отношения;
Cн  1,5 - коэффициент учитывающий переменную нагрузку;
у
-
предел
усталостных
напряжений,
для
плоских
ремней
 у  7МПа [ 5 ]
 max   1   и   у ,
где:
1-
напряжение в набегающей ветви ремня.
1   0 
Ft
2   в
 1,8 
229
 2,4 МПа ,
2  4,5  40
где:  0  1,8МПа - напряжение от предварительного натяжения;
 и - напряжения изгиба, возникающие в ремне при огибании
малого шкива;
72
и  E 

D1
 100 
4,5
 2,8МПа ;
160
где: E  100МПа- модуль упругости для прорезиненных ремней (принята
в учебных целях);
 v - напряжения от центробежных сил;
 v    V 2  10 6 ,
3
где:  - плотность ремня; для прорезиненных ремней   1000кг / м .
 v  1000  242 106  0,57 МПа ;
следовательно, максимальные напряжения составят:
 max  2,4  2,8  0,57  5,77МПа ;
Окончательно вычисляем числовое значение долговечности ремня в
часах:
7 6 10 7 1,5 1,5
T

 1992ч ;
5,77 6 3600  2  5
8.12. Силы, действующие в ременной передаче определяются:
сила предварительного натяжения
F0   0  (b   )  1,8  (40  4,5)  324 H ,
где:  0 - рекомендуемые напряжения от предварительного натяжения,
 0 =1,8
Н / мм 2 ;
натяжение ведущей ветви F1  F0 
Ft
229
 324 
 439 H ;
2
2
натяжение ведомой ветви F2  F0 
Ft
229
 324 
 210 H ;
2
2
нагрузки на валы и опоры Fв  2  F0 sin 
1
2
 2  324 sin 
170 
 646 H .
2
Полученное значение силы применяется для расчета валов и выбора
подшипников.
73
8.13. Элементы конструкции шкивов плоскоременной передачи.
Ведущий и ведомый шкивы намечаем изготовить из серого чугуна СЧ
15 ГОСТ 1412-79.
Эскиз возможной конструкции шкива с симметричным расположением
рабочей поверхности показан на рисунке 2.2.
Ширина шкива В=50мм. зависит от ширины ремня. [5]
Стрела выпуклости зависит от ширины обода и диаметра шкива,
B  50 мм ;
D1  160 мм ;
D2  320 мм
Толщина обода у края
у1  0,8 мм ;
;
у 2  1мм
;
S  0,005  D  3 мм  0,005  320  3  4,6 мм ,
принимаем S=8мм.
Толщина диска 
 (0,8...1,0)  S  (0,8...1,0)  8  6,4...8 мм ;
принимаем

=8мм.
Рисунок 8.2. Элементы конструкции шкива.
74
Диаметр ступицы.
d ст  1,6d ,
где: d – диаметр вала, для выше выполненного кинематического
расчета это вал электродвигателя, d=28 мм.
d ст  1,6  28  44,8мм ,
принимаем d ст  45 мм .
Длина ступицы.
lст  (1,2...1,5)  d  (1,2...1,5)  28  33,6...42 мм ,
принимаем lст  В  50 мм .
Далее длина ступицы уточняется по длине шпонки.
Шкивы чугунные диаметром до 300…350мм изготавливают с диском, в
котором предусматривают круглые отверстия (конструктивно).
Шкивы большого диаметра выполняются со спицами.
Материал – чугун СЧ15 (литые) – ГОСТ 1412-79
Сталь 20Л (литые), при
V  30 м
с
ГОСТ 977-75.
В один ряд при ширине обода В<300мм и в два ряда при В>300мм.
Спицы чугунных шкивов изготовляют обычно эллиптического сечения. Так
как изгибающий момент спицы у обода меньше, то сечение спиц у обода
принимают на 20% меньше, чем у ступицы,
h1  0,8h .
а – с одним рядом спиц, б – с двумя рядами спиц
75
Рисунок 8.3. Конструкция чугунных литых шкивов:
В конструкциях со спицами число спиц зависит от диаметра шкива:
z4
при D  500 мм
z6
при D  500...1000 мм
h - большая ось эллипса у ступицы:
h3
38 Ft D
, [5]
z  из
где: Fn - окружное усилие, Н;
z-
число спиц;
 из -допускаемое
напряжение на изгиб, принимаем  из =30МПа
h1  0,8h - сечение спиц у обода.
Результаты расчета плоскоременной передачи показали, что при этих
исходных данных целесообразно применять клиноременную передачу,
расчеты которой представлены далее.
76
9. РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ В СРЕДЕ
АРМ WinMachine
В настоящее время для расчета плоскоременных передач и создания
рабочих чертежей
шкивов широко применяются специализированные
компьютерные программы.
Результаты расчета
и варианты
чертежа шкива, выполненные
программой APM WinMachine 2003 V8.1 (модули APM Trans и APM Grapf)
показаны ниже.
77
78
79
10. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Рисунок 10.1. Схема клиноременной передачи
Исходные данные:
- угловые скорости валов:  1=301 рад/с;  2=150,5 рад/с;
- частоты вращения валов: n1=2880 мин-1; n2=1440 мин-1;
- крутящие моменты: T1=21 Н∙м; T2=40 Н∙м;
- передаточное число u=2.
10.1. Выбор профиля ремня.
Выбор ведется по крутящему моменту T1 . Выбираем сечение А. [5]
[T1 ]  15  60 Нм
b=13мм,
bp=11мм,
h=8мм,
y0=2.8мм,
S=81мм2
Dmin=90мм
,
Рисунок 10.2. Сечение ремня
Принимаем диаметр ведущего шкива
D1
на 1…2 номера больше из
стандартного ряда: D1  125 мм .
80
10.2. Расчет диаметра ведомого шкива с учетом относительного
скольжения.
D2  D1  u  (1   ) ,
где:   0,01...0,02 - коэффициент учитывающий скольжение ремня;
D2  125  2  (1  0,02)  245 мм
Принимаем из стандартного ряда D2  250 мм .
10.3. Уточняем действительное передаточное число
u
D2
250

 2,05
D1  (1   ) 125  (1  0,02)
Допустимый процент ошибки [u ]  3%
10.4. Определяем межосевое расстояние. [5]
а min  0,55  ( D1  D2 )  h  0,55  (125  250 )  8  214 мм
а max  2  ( D1  D2 )  2  (125  250 )  750 мм
,
принимаем а  700 мм
10.5. Определяем расчетную длину ремня.
( D2  D1 ) 2


l p  2a 
2
 ( D1  D2 ) 
(250  125) 2
 2  700  (125  250) 
 1994 мм
2
4  700
4a
Из стандартного ряда выбираем l ГОСТ  2000 мм .
10.6. Определение линейной скорости передачи.
D
0,125
V p  1  1  301 
 18,8 ì
ñ
2
2
10.7 Определение числа пробегов ремня.

  [ ] -
Vp
l ÃÎÑÒ

18,8
 9,4ñ1 , [ ]  10c 1
2
по числу пробегов ремня передача удовлетворяет требованиям.
10.8.Определение действительного межосевого расстояния.
l
l
2000  1994
aд  a  ГОСТ p  700 
 703 мм
2
2
Для нормальной эксплуатации предусматриваем возможные изменения
межосевого расстояния.
Уменьшение a : на 0,01 от длины ремня, 0,01  l ГОСТ  0,01  2000  20 мм
Увеличение a : 0,025  l ГОСТ  0,025  2000  50 мм
Отсюда получаем длину паза механизма натяжения: lп  20  50  70 мм
81
10.9. Определение угола обхвата на меньшем шкиве.
1  180  
D2  D1
250  125
 57   180  
 57   170  > [α]Кл=120
aд
703
[ ]кл  120  - допустимое значение угла обхвата для клиноременной
передачи.
 1  [ ] - проскальзывание будет минимальным.
10.10.Определение окружного усилия, передаваемого одним ремнем.
[5]
При сечении А длина ремня L = 1700мм, u = 1. Расчетная величина
линейной скорости передачи 18,8 м с . Принимаем интервал скоростей
V1  15 м ...V2  20 м .
с
с
V1  15 м , Ft1  177 H
с
V2  20 м , Ft 2  155 H
с
F  Ft 2
177  155
Ft  Ft 2  t1
 (V2  V p )  155 
 (20  18.8)  160 H
(V2  V1 )
(20  15)
где: V p - расчётная величина линейной скорости ремня, V p =18,8 м/с
10.11. Определение допустимого окружного усилия на один ремень. [5]
[ Ft1 ]  Ft  C  C L  C p ,
C  1  0,003  (180   1 )  1  0,003(180   170  )  0,97 - коэффициент,
учитывающий влияние угла обхвата;
C L - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня:
l
2000
C L  0,3  ГОСТ  0,7  0,3 
 0,7  1,05
l
1700
C p - коэффициент режима работы при заданных условиях, при
возможных небольших умеренных толчках,
где:
C p  0,9
[ Ft1 ]  160  0,97  1,05  0,9  147 H
10.12. Определение полезного окружного усилия.
Ft 
2T1 2  21

 336 H
D1 0,125
10.13. Определение количества ремней.
82
Z
Ft
336

 2,3 ,
[ Ft1 ] 147
принимаем число ремней Z=3.
10.14. Определение усилий, действующих в ветвях ременной передачи.
F1 - усилие в набегающей ветви;
F2 - усилие в сбегающей ветви;
F0 - усилие предварительного натяжения.
F
F
F1  F0  t ;
F2  F0  t ;
F0   0  S
2Z
2Z
где:  0 - напряжение от предварительного натяжения,
2
S- площадь сечения ремня, S  81мм ; принимаем  0  1,6 H
мм 2
336
336
 186 H ; F2  130 
 74 H
F0  1,6  81  130 H ; F1  130 
23
23
10.15. Определение максимального напряжения в поперечном сечении
ремня.
 max 
F1
2y
 E  0    V 2 10 6 ,
S
D1
где: Е- модуль упругости, E  80...150 H
мм 2
;
принимаем E  100 Н
. [4]
мм 2
 - плотность ремня,   1000  1100 кг
 max 
м3
.
186
2  2,8
 100 
 1000 18,8 2 10 6  7,31 H
ìì
81
125
2
10.16. Определение ориентировочной долговечности ремня.
 y m 10 7  Ci  C H
Lh  (
) 
,
 max
Z ш  3600 
где  y - предел усталостных напряжений,
 y  9 H 2 для клиноременной передачи. [ 5 ]
мм
m- показатель степени, для клиноременной передачи m=8;
Ci - коэффициент, учитывающий передаточное число; Ci  1,7, приU  4 ;
C H - коэффициент, учитывающий характер нагрузки. При переменной
нагрузке можно принять C H  1,5 ;
Z ш - число шкивов, Z ш  2
 - число пробегов ремня.
83
Lh  (
9 8 107  1,7 1,5
) 
 1863час
7.31 2  3600  9,4
10.17. Определение усилия на валы и опоры. [ 2 ]

170
Fâ  2  F0  Z  sin 1  2 130  3  sin
 777 H
2
2
10.18. Разрабатываем конструкцию шкивов.
Шкивы выполняют дисковыми если их расчетные диаметры, в
зависимости от профиля ремня, не превышают:
О – до 160мм
А – 200мм
Б – 250мм
В – 350мм
Д – 400мм
Шкивы большого диаметра выполняются со спицами.
Материал – чугун СЧ15 (литые) – ГОСТ 1412-79
Сталь 20Л (литые), при V  30 м с ГОСТ 977-75.
Выбираем материал шкивов – СЧ15.
Профиль канавок клиновых ремней выполняем по ГОСТ 20898-80.

Тип А: с=3,3мм, l=9мм, t=15мм, S=10мм,   40 , D  D1  125 мм ,
Рисунок 10.3 Литой шкив для клиновых ремней
Размеры основных конструктивных элементов шкивов.
B  ( Z  1)  t  2S  (3  1) 15  2 10  50 ìì
  (0,65...0,75)  t  9,75...11,25 мм ;
принимаем   10 мм
84
a  (1,2...1,3)    (1,2...1,3)  10  12...13 мм ;
принимаем а=12мм
d ст  1,6d  10  1,6d эл  10  1,6  28  10  54,8мм; принимаем d ст  55 мм
lст  (1,2...1,5)  d  (1,2...1,5)  28  33,6...42 мм ; принимаем lñò  B  50 ìì .
85
11. РАСЧЕТ КЛИНООРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ В СРЕДЕ
АРМ WinMachine
В настоящее время для расчета клинооременных передач и создания
рабочих чертежей
шкивов широко применяются специализированные
компьютерные программы. Результаты расчета и варианты чертежа шкива,
выполненные программой APM WinMachine 2003 V8.1 (модули APM Trans и
APM Grapf) показаны ниже.
Заданные параметры
Передача:
Клиноременная
Тип расчета:
Проектировочный
Основные данные
Тип натяжного устройства
Не выбран
Мощность передачи 7.14 кВт
Частота вращения ведущего вала 1455.00 об./мин.
Передаточное число 2.00
Коэффициент динамичности нагрузки 1.00.
Максимально допустимое количество ремней
4
Результаты расчета ремённых передач
S
[-]
Z
[-]
А
4
d 1
[мм]
d2
[мм]
L
[мм]
А
[мм]
125.00 250.00 1060.00 226.87
u
[-]
F
[Н]
2.0305 562.37
Q
[Н]
1058.85
z - число ремней;
d1 - диаметр ведущего шкива;
d2 - диаметр ведомого шкива;
L - длина ремня;
а - межосевое расстояние;
u - передаточное число;
F - сила предварительного натяжения№
Q - сила, действующая на вал.
86
87
12. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Рисунок12.1. Схема конической передачи.
Исходные данные:
- частота вращения валов: n1=1440 мин-1; n2=720 мин-1;
- угловая скорость вращения валов: ω1=150,5 рад/с; ω2=75 рад/с;
- крутящие моменты валов: T1=40 Нм; Т2=75,5 Нм;
- передаточное число u=2.
- коэффициенты графика нагрузки: А = 0,7; В = 0,38 C=0,15; D = 0,35;
Е = 0,5;
Исходные данные приняты по результатам кинематического расчета,
причем параметры, относящиеся к шестерне с индексом 1 ( n1 , 1 , T1 ) , а
относящиеся к колесу с индексом 2 ( n 2 ,  2 , T2 ) .
12.1.Определение переменных моментов для шестерни и колеса.
Для шестерни:
Tmax  T1  40 Нм
A  T1  0,7  40  28 Нм
B  T1  0,38  40  15,2 Нм
Для колеса:
Tmax  T2  75.5Нм
А  Т 2  0,7  75.5  52.9 Нм
В  Т 2  0,38  75.5  28.7 Нм
Рисунок 12.2. График нагрузки.
88
12.2. Определение эквивалентных чисел нагружений для шестерни и
колеса.
N HE1  60  n1  C0  Lh  (C  A3  D  B 3  E) ,
где: Н – индекс при расчете на контактную прочность;
E1 - индекс эквивалентного числа для шестерни;
C0 - число вхождений в зацепление за один оборот, C0  1 ;
Lh - срок службы приводной станции.
n1
–
частота
вращения
шестерни,
n1=1440
мин-1
N НЕ1  60  1440  1  26061  (0,15  0,7 3  0,35  0,38 3  0,5)  6,7  10 8
N FE1  60  n1  C0  Lh  (C  A6  D  B 6  E ) ,
где: F – индекс при расчете на изгибную прочность;
N FE1  60  1440  1  26061  (0,15  0,7 6  0,35  0,38 6  0,5)  4,3  10 8
Колесо:
N НЕ2 
N НЕ1
u
;
N HE2 
6.7  10 8
 3.4  10 8
2
где: E 2 - индекс эквивалентного числа для колеса;
u – передаточное число передачи;
N FE2 
N FE2
N FE1
u
;
4,3  10 8

 2,15  10 8 раз
2
12.3. Выбор материала шестерни и колеса.
Выбираем Сталь 45; термообработка – улучшение.
Шестерня: Сталь 45; HRC25; HB230
Колесо:
Сталь 45; HRC22; HB200.
89
12.4. Определение базовых чисел циклов на контактную и изгибную
прочность [ 2 ].
Шестерня: N HO  30  HB 2, 4  30  230 2, 4  1.4  10 7
1
Колесо: N HO  30  HB 2, 4  30  200 2, 4  1,0  10 7
2
Для шестерни и колеса рекомендуется: N FO  N FO  4 106 [ 5 ].
1
12.5. Определение
допускаемых
2
напряжений
на
контактную
прочность.
Шестерня:  H 
 H lim  K HL
,
n
1
где:  H lim -предел контактной выносливости при базовом числе
циклов, [2]
 H lim  2 HB  70  2  230  70  530 МПа ;
K HL - коэффициент долговечности;
K HL  6
N HO1
N HE1
1,4 10 7

 1;
6,7 108
6
Если N HE  N HO , то K KL  1 ; если N HE  N HO , то K HLmax  2,6 .
Принимаем K HL  1 .
n - коэффициент безопасности, допустимое значение
n  1,1...1,2 , принимаем n  1,15 [5]
H 
1
Колесо:  H 
2
 H lim  K HL
n
K HL  6
530  1
 460 МПа
1,15
,  H lim  2 HB  70  2  200  70  470 МПа ,
N HO2
N HE 2
1,0 107

1
3.4 108 ,
6
принимаем K HL  1 .
90
 H
 H
2
2

470  1
 408МПа ,
1,15
  H1 ;
при дальнейшем расчете будем пользоваться  H 2
12.6. Определение допускаемых напряжений на изгибную прочность.
 F
Шестерня:
1

 F lim  K FL
n0 
,
где:  F lim - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов.
 F lim  1,8HB  1,8  230  414 МПа . [2]
K FL - коэффициент долговечности.
к
=
FL
6
N FO 1
N FE 1
6
4 10 6
 1 , принимаем
4,3 10 8
K FL  1 .
n0  - коэффициент нестабильности свойств материала зубчатых колес,
при улучшении принимаем n0   1,75 . [5]
 F
1

414  1
 237 МПа
1,75
Колесо:
6
N FO2
N FE2
 F
2

 F lim  K FL
n0 
 F lim  1,8  HB  1,8  200  360 МПа ,
,
4  10 6

 1 , принимаем K FL  1 , n   1,75 ;
2.15  10 8
6
 F
2

360  1
 206 МПа
1,75
Для реверсивных передач допускаемые напряжения
 F
1
и  F2 снижаются на 25%.
91
12.7. Внешний делительный диаметр колеса определяем из условия на
контактную выносливость поверхностей зубьев
de 2  2  3 (
335 2
K H  T2  u
) 
,[5]
[ ]H 2
(1  0,5b Re )2  b Re
где b Re - коэффициент ширины зубчатого венца
b Re 
b
 0,3 , принимаем b Re  0,285 ; [ 5 ]
Re
K H - коэффициент нагрузки, для проектных расчетов для колес с
НB  350 ;
K H  1,2
u - передаточное число, u  2,0 ;
T2 -
крутящий
момент
на
валу
конического
колеса
T2  75.5 103 Н  мм ;
[ ] H - допускаемые контактные напряжения для материала колеса
[ ]H 2  408 МПа .
335 2
1,2  75.5  103  2
de2  2  3 (
) 
 167 мм
408 (1  0,5  0,285)2  0,285
Принимаем по ГОСТ 12289-89 ближайшее стандартное значение
d e2  170 мм .
12.8. Число зубьев шестерни рекомендуется Z 1  18...30 , [ 2 ]
принимаем Z 1  25 .
Число зубьев колеса Z 2  Z1  u  25  2  50 , принимаем Z 2  50 .
Допустимая погрешность передаточного числа [ u ]  3% , в данном
случае [u ]  0%
12.9. Внешний окружной модуль составляет:
92
me 
d e 2 170

 3.4 мм ,
Z2
50
модули зубчатых конических колес могут быть нестандартными
(стандартным является внешний делительный диаметр d e 2 )
12.10. Углы делительных конусов.
tg1 
1 1
  0.5;
u 2
 2  90   1 ;
1  2636`;
1  90  2636` 6324`
12.11. Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b.
Re  0,5  me  Z 12  Z 22  0,5  3,4  25 2  50 2  95 мм
b  b Re  Re  0,285  95  27 мм
Принимаем конструктивно b=30мм .
12.12. Внешний делительный диаметр шестерни
d e1  me  Z1  3.4  25  85 мм
12.13. Средний делительный диаметр шестерни
d1  2  (Re  0,5b)  sin 1  2  (95  0,5  30)  sin 2631  71.55 мм
Средний окружной модуль
m
d1 71.55

 2,86 мм
Z1
25
12.14. Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):
d ae1  d e1  2  me  cos 1  85  2  3.4  cos 2636` 912,08 мм
d ae 2  d e 2  2  me  cos  2  170  2  3,4  cos 6324` 173,04 мм
.
93
12.15. Средняя окружная скорость
V
1  d1
2

150,5  71,55
 5,38 м , принимаем 8-ю степень точности,
3
с
2  10
исходя из средней окружной скорости.
12.16.Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
bd 
b
30

 0,419
d1 71,55
Рисунок 12.3. Эскизный рисунок конического колеса.
12.17.Внешняя высота зуба
he  2,2  me  2,2  3,4  7,48 мм
Внешняя высота головки зуба
hae  me  3,4 мм
Внешняя высота ножки зуба
h fe  1,2  me  1,2  3,4  4,08 мм
12.18.Проверка зубчатого зацепления по контактным напряжениям
94
H
T2  K H  (u 2  1) 3
335


Re  0,5  b
b  u2
H 
75.5  10  1,3  (2  1)
335

 400 МПа
95  0,5  30
30  2 2
3
2
3
[5]
где K H - действительный коэффициент нагрузки;
K H  K H  K H  K H
K H - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине
зуба,
при bd  0,419, HB  350
и
несимметричном
расположении
относительно опор K H  1,24 . [ 5 ]
K H -
коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
зубьями, для прямых зубьев K H  1 . [5]
K H -
коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в
зацеплении, при
8-й степени точности и   5,38 м с для прямозубой передачи при
HB  350, K H  1,05 K H  1,24  1  1,05  1,3
Условие  H  400 МПа  [ ] H  414 МПа выполнено.
Допустима перегрузка до 5%.
12.19.Определяем силы, действующие в зацеплении.
2  T1 2  40  10 3

 1118 H
Окружная сила Ft1  Ft 2 
d1
71,55
Радиальная
сила
шестерни
Fr1  Ft  tg  cos1  1118  tg 20  cos 2636` 364 H
Для колеса Fr 2  Ft  tg  sin 1  1118  tg 20  sin 2636` 182 H
Осевая
сила
шестерня
Fa1  Fr 2  182 H ,
для
колеса
Fa 2  Fr1  364 H .
95
12.20.Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
F 
Ft  K F  YF
 [ ] F ,
bm
где: K F  K F  K F - коэффициент нагрузки;
K F - учитывает распределение нагрузки по ширине зуба, при
bd  0,419, HB  350 и несимметричном расположении относительно опор
K F  1,1 . [5]
K F - динамический коэффициент, при
  5,38 м с ,
8-й степени
точности,
HB  350,
K F  1,45;
K F  1,1 1,45  1,6 ;
Y F - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям,
зависящий от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса Zυ1; Zυ2
Z v1 
Z1
25

 28
cos1 cos 2636`
Z2
50
Z 2 

 112
cos 2 cos 6324`
YF 1  3,88
YF 2  3,6
[5]
Относительную прочность зубьев шестерни и колеса выявляем по
отношениям:
[ ]F 1 237

 61,0;
YF1
3,88
[ ]F 2 206

 57.2
YF 2
3,6
[ ] F 1 и [ ] F 2 - из расчета допускаемых напряжений для Стали 45.
Расчет ведем по колесу, как менее прочному
F 
1118  1,6  3,6
 75МПа  [ ] F 2  206 МПа
30  2,86
Работоспособность конической передачи по напряжениям изгиба
обеспечивается.
96
13. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ В СРЕДЕ
APM WinMachine.
В настоящее время для расчета передач и создания рабочих чертежей
зубчатых колес широко применяются специализированные компьютерные
программы.
Результаты расчета конической прямозубой передачи и вариант
чертежей зубчатых колес, выполненных в программе APM WinMachine 2003
V8.1 (модули APM Trans и APM Grapf) показаны на рисунках 3, 4, 5, 6, 7, 8,
9.
Рисунок 3 APM WinMachine. Экран расчетного модуля APM Trans коническая прямозубая передача
97
Рисунок 4 APM WinMachine. Экран расчетного модуля APM Trans –
результаты
Рисунок 5 APM WinMachine. Экран расчетного модуля APM Trans –
основные параметры
98
Рисунок 6 APM WinMachine. Экран расчетного модуля APM Trans –
параметры материалов
Рисунок. 7 APM WinMachine. Экран расчетного модуля APM Trans – силы
в зацеплении
99
Рисунок 8 APM WinMachine. Экран расчетного модуля APM Trans –
основные геометрические параметры
Рисунок 9. APM WinMachine. Экран расчетного модуля APM Trans –
допуски
100
101
14. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Исходные данные:
- угловые скорости валов:
ω1=75 рад/с; ω2=24рад/с;
- частоты вращения валов:
n1=720 мин- 1;n2=228,6 мин-1
- крутящие моменты:
T1=75,5 Нм; T2=228 Нм
- передаточное число u=3,15.
- коэффициенты графика нагрузки:
А = 0,7; В = 0,38;
С = 0,15; D = 0,35; Е = 0,5
Рисунок 14.1. Схема цилиндрической
передачи.
Параметры относящиеся к шестерне принимаем с индексом 1
( n1 , 1 , T1 ) , а относящиеся к колесу 2 ( n 2 ,  2 , T2 ) .
14.1. Определение переменных моментов для шестерни и колеса с
учетом коэффициентов графика нагрузки
Шестерня:
Tmax  T1  75,5Нм
А  Т 1  0,7  75,5  53 Нм
В  Т 1  0,38  75,5  29 Нм
Колесо:
Tmax  T2  228 Нм
А  Т 2  0,7  228  160 Нм
В  Т 2  0,38  228  87 Нм
Рисунок 14.2. График нагрузки.
102
14.2. Определение эквивалентных чисел нагружений для шестерни и
колеса
Шестерня:
N HE1  60  n1  C0  Lh  (C  A3  D  B 3  E) ,
где индекс H- на контактную прочность;
E1 - эквивалентное число для шестерни;
C0 - число вхождений в зацепление за один оборот, C0  1 ;
Lh - срок службы приводной станции, ч
n1 - частота вращения шестерни, мин-1
N HE1  60  720  1  26061  (0,15  0,7 3  0,35  0,38 3  0,5)  3,3  10 8
N FE1  60  n1  C0  Lh  (C  A6  D  B 6  E )
где индекс F- на изгибную прочность;
E1 - эквивалентное число для шестерни.
N FE1  60  720 1 26061  (0,15  0,7 6  0,35  0,386  0,5)  2,2 108
Колесо:
N HE 2 
N HE1
,
u
где u- передаточное число передачи.
3,3 10 8
N HE 2 
 1,1 10 8
3,15
N
N FE 2  FE1
u
2,2 10 8
N FE 2 
 0,7 10 8
3,15
14.3. Выбор материала шестерни и колеса.
Выбираем сталь 40Х, термообработка – улучшение.
Шестерня: Сталь 40Х, HRC29, НВ=270.
[2]
Колесо: Сталь 40Х, HRC26, НВ=245.
14.4.Определяем базовые числа циклов на контактную и изгибную
103
прочность.
Шестерня: N HO1  30  HB 2, 4  30  270 2, 4  2,1  10 7
[2]
Колесо: N HO 2  30  HB2, 4  30  245 2, 4  1,6  10 7
На
изгибную
N FO  4  10 6
прочность
для
шестерни
и
колеса
принимаем
[2]
14.5.Определение допускаемых напряжений на контактную прочность.
Шестерня: [ ] H 1 
 H lim  K HL
,
[ n]
где  H lim - предел контактной выносливости при базовом числе циклов,
для улучшения:
 H lim  2  HB  70  2  270  70  610 МПа
[4]
K HL - коэффициент долговечности.
K HL  6
N HO1 6 2,1 107

1.
N HE1
3,3 108
Если N HE  N HO , то K HL  1 принимаем K HL  1 ;
[n] - коэффициент безопасности
[n] = 1,1…1,2, примем [n] = 1,15 [ 5 ]
[ ] H 1 
Колесо: [ ] H 2 
610  1
 530 МПа .
1,15
 H lim  K HL
,
[ n]
 H lim  2  245  70  560 ÌÏà
K HL  6
N HO 2 6 1,6 107

 1, K HL  1
N HE 2
1,1 108
[ ] H 2 
560  1
 487 МПа
1,15
104
Для косозубых передач приведенные допускаемые напряжения на
контактную прочность.
[ ] H  0,45  ([ ] H 1  [ ] H 2 )  0,45  (530  487 )  458 МПа
14.6. Определение допускаемых напряжений на изгибную прочность.
Шестерня:
[ ]F 1 
 F lim  K FL
[n0 ]
,
где  F lim - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов.
 F lim  1,8  HB  1,8  270  486 МПа
K FL - коэффициент долговечности
6
N FO1
4  10 6
6
 1 , это означает, что коэффициент долговечности
N FE1
2,2  10 8
K FL  1
[n0] – коэффициент нестабильности материала. Принимаем [n0] = 1,75 [
5]
[ ] F1 
Колесо:
486  1
 278 МПа
1,75
[ ]F 2 
 F lim  K FL
[n0 ]
,
 F lim  1,8  245  441МПа
6
N FO 2
4  10 6
6
1
N FE 2
0,5  10 8
, значит K FL  1
[ ] F 2 
441  1
 252 МПа
1,75
Для реверсивных передач допускаемые напряжения
[ ] F 1 и [ ] F 2
снижаются на 25%.
14.7. Определение межосевого расстояния передачи из условий
контактной прочности.
105
a  (u  1)  3 (
270 2 T2  K H
) 
,
[ ]H  u
ва
где u- передаточное число передачи, u=3,15;
T 2 - момент на колесе;
K H - коэффициент нагрузки,
где K H - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки, для
косозубой передачи, K H  1,1 [5]
K H -
коэффициент,
учитывающий
концентрацию
нагрузки,
K H  1,1...1,2 ,
принимаем K H  1,1;
K HV - коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки,
K HV  1,1
K H  1,1  1,1  1,1  1,3
в а - коэффициент ширины зубчатого колеса из стандартного ряда,
принимаем в а  0,25
а  (3,15  1)  3 (
270
228  10 3  1,3
)2 
 143,7 мм ,
458  3,15
0,25
принимаем по ГОСТ аw  160 мм .
14.8. Определение нормального модуля зацепления.
mH  (0,01  0,02)  а  (0.01...0.02)  160  1,6...3,2 мм ,
принимаем из стандартного ряда m H  3 мм .
14.9. Определяем суммарное число зубьев из выражения межосевого
расстояния
106
а
mH  ( Z1  Z 2 )
,
2  cos 
где Z 1 , Z 2 - соответственно число зубьев шестерни и колеса;
 - угол наклона зубьев, рекомендуется   8  20 , принимаем
  12 .
Z1  Z 2 
2  a  cos  2  160  cos12

 104,3
mH
3
Z1  Z 2  Z1  u  Z1  Z1  (1  u )  Z1 
Z1 
Z1  Z 2
;
1 u
104,3
 25,13; Z 2  104,3  25,13  79,17
1  3,15
Принимаем: Z1  25 , Z 2  80
Уточняем передаточное число u 
Отклонение  
Z 2 80

 3,2 ;
Z1 25
3,2  3,15
 100%  1,59%  []  3%
3,15
14.10. Определение действительного угола наклона зубьев.
cos  
mH  ( Z1  Z 2 ) 3  (25  80)

 0,9844 ,   1009`
2a
2  160
14.11.Определение геометрических размеров шестерни и колеса:
107
- делительные диаметры шестерни и колеса:
m  Z1
3  25

 76,19 мм
cos  0,9844
m  Z2
3  80
d2 

 243,81мм;
cos  0,9844
d1 
межосевое расстояние составит:
a
d1  d 2 76,19  243,81

 160 мм;
2
2
- диаметры выступов шестерни и колеса:
da1  d1  2  m  79,19  2  3  82,19 мм
da 2  d 2  2  m  243,81  2  3  249,81мм;
-диаметры впадин:
df 1  d1  2,5  m  76,19  2,5  3  68,69 мм
df 2  d 2  2,5  m  243,81  2,5  3  236,31мм
Рисунок 14.3. Эскизный рисунок зубчатого колеса.
Ширина зубчатых колес: принимаем ширину шестерни в1  45 мм ;
толщина обода:
  (3...4)m  (3...4)  3  9...12 мм ,
принимаем   10 мм ;
толщина диска колеса: c  (0,2...0,3)в 2  (0.2...0.3)  40  8...12 мм ,
принимаем с=10мм;
ориентировочные диаметры валов (диаметры отверстий):
108
dв1  3
T1
75,5  10 3
3
 26,6 мм
0,2  [ ] кр
0,2  20
dв 2  3
Т2
228  10 3
3
 38,5 мм,
0,2  [ ] кр
0,2  20
,
конструктивно принимаем dв2=45мм,
где [ ]кр - пониженные допускаемые напряжения на кручение, для
стали 45 [ ]кр  20...25 Н
мм 2
.
При конструировании шестерню принимаем за одно с валом.
Диаметры ступиц:
dcm1  (1,5...1,7)  dв1  (1,5...1,7)  50  75...85 мм
dcm2  (1,5...1,7)  dв2  (1,5...1,7)  55  82,5...93,5 мм
Длина ступицы колеса:
lcm 2  (1,2...1,5)  dв 2  (1.2...1.5)  45  54...68 мм
14.12.Определение окружной скорости зубчатого колеса
V
2  d 2
2

24  243,81
 2,9 м
с
2  10 3
Выбираем смазку окунанием, индустриальное масло марки И-100А. [5]
14.13.Определение окружной силы.
Ft 
2  T1 2  75,5  10 3

 1982 H
d1
76,19
14.14.Определение расчетных контактных напряжений.
H
3
270 T2  K H  K H  K HV  (U  1)


.,
a
в2  U 2
где K H  1, K H  1,08, K HV  1,1 - действительные коэффициенты.
H
270 228  10 3  1  1,08  1,1  (3,2  1) 3


 374 МПа
160
40  3,2 2
 H  374 МПа  [ ] H 2  458 МПа
109
Зубчатая передача по контактным напряжениям работоспособна.
14.15.Определение эквивалентных чисел зубьев.
Z1
25

 26
3
cos  (0,9844 ) 3
Z2
80


 84
cos 3  (0,9844 ) 3
ZV 1 
ZV 2
14.16.Принимаем коэффициенты формы зубьев.
YF 1  3,9, YF 2  3,6 [ 5 ]
14.17.Проверяем относительную прочность зубьев шестерни и колеса.
Шестерня:
Колесо:
[ ] F 1 278

 71,3
YF 2
3,9
[ ] F 2 252

 70
YF 2
3,6
Менее прочным является зуб колеса, поэтому на изгиб проверяем зуб
колеса.
14.18.Определение напряжений изгиба у основания ножки зуба колеса.
 F 2  Y  YF 2 
Ft 2
 K F  K F  K FV , ,
в2  mH
где Y - коэффициент, учитывающий наклон зубьев,
Y  1 
K F -
коэффициент,

140
 1
10,15
 0,93 [ 5 ]
140
учитывающий
неравномерность
нагрузки,
K F  0,9;
K F - коэффициент концентрации нагрузки, K F  1,17;
110
K FV - коэффициент динамичности, K FV  1,1 ; [ 5 ]
1982
 0,9  1,17  1,1  64 МПа
40  3
 64 МПа  [ ] F 2  252 МПа
 F 2  0,93  3,6 
 F2
Зубчатая передача по напряжениям изгиба работоспособна.
14.19. Определение сил, действующих в зацеплении:
  20 - угол зацепления;
Ft1  Ft 2  1982 H - окружная сила;
Fr1  Fr 2  Ft1 
tg
tg 20
 1982 
 733 H - радиальная сила;
cos 
cos1009
Fa1  Fa 2  Ft  tg  1982  tg10009  354 H - осевая сила;
Полученные значения сил,
действующих в зацеплении, являются
исходными данными при расчете валов.
Рисунок 14.4 Силы в зацеплении зубчатой цилиндрической косозубой
передачи
14.20. Выявляем режим работы зубчатой передачи.
Режим работы устанавливаем по соотношению коэффициентов
эквивалентности нормальных K FE и касательных K HE напряжений:
KHE  (C  A3  D  B3  E)  (0.15  0.73  0.35  0383  0.5)  0.30
111
KFE  (C  A6  D  B6  E)  (0.15  0.76  0.35  0.386  0.5  0.20
По полученным коэффициентам режим работы зубчатой передачи
принимаем «Средний равновероятный-2»
[ 10 ], что является одним из
исходных данных для расчёта на ЭВМ по программе APM.
112
15. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ В
СРЕДЕ APM WinMachine.
Результаты расчета цилиндрической косозубой передачи и вариант
чертежей зубчатых колес, выполненных программой APM WinMachine 2003
V8.1 (модули APM Trans и APM Grapf) показаны ниже.
113
114
115
116
16. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Рисунок 16.1. Схема червячной передачи
Рисунок 6.2. График нагрузки
Исходные данные:
- угловые скорости вращения валов ω1=151 рад/с; ω2=7,7 рад/с;
- частоты вращения валов, n1=1440 мин-1; n2=74 мин-1;
- крутящие моменты валов: T1=33 Hм; Т2=517 Нм;
- передаточное число u=19,5
- коэффициенты графика нагрузки: А = 0,7; В = 0,38; С = 0,15;
D = 0,35; Е = 0,5;
117
16.1. Определение крутящего момента для червяка и червячного колеса
с учетом графика нагрузки (Рис. 6.2.)
Червяк:
Т1 = 33 Нм
АТ1 = 0.70 ∙ 33 = 23 Н∙м
ВТ1 = 0.38 ∙ 33 = 13 Н∙м
Червячное колесо: Т2 = 517 Н∙м
А1Т2 = 0.7 ∙ 517 = 362 Н∙м
ВТ2 = 0.38 ∙ 517 = 196 Н∙м
16.2. Принимаем число заходов червяка Z1 и вычисляем число зубьев
колеса Z2. Число заходов червяка принимается в зависимости от
передаточного числа u передачи:
Таблица 6.1. Рекомендуемые значения числа заходов червяка [5]
Z1
u
1
2
31.5…80 16…31.5
4
8…16
Для u = 19.5 принимаем Z1 = 2.
Число зубьев червячного колеса Z2 = Z1 ∙ u = 2 ∙ 19.5 = 39.
16.3. Выбор материала.
В зацеплении имеет место трение скольжения, поэтому пара червяк колесо должна быть антифрикционная.
Червяк
намечаем
изготавливать
из
среднеуглеродистой
конструкционной стали-Сталь 45 с закалкой и последующим шлифованием
Материал червячного колеса в зависимости от скорости скольжения
VСК = (0.02 … 0.05) 1,
где 1 - угловая скорость червяка, ω1=151 рад/с
VСК = (0.02 … 0.05) ∙ 151 = 3.02 … 7.55 м/с.
118
При такой скорости скольжения для зубчатого венца колеса подходит
бронза Бр. АЖ9-4Л [5].
16.4. Выбор допускаемых напряжений на контактную и изгибную
прочность материала колеса
[  ]H = [  ]'H ∙ KHL ;
Где [  ]'H = 155 МПа
[0 ]F = [0 ]'F ∙ KFL,
[ 5]
[ 0 ]'F = 98 МПа
Определяем эквивалентные числа циклов нагружений на контактную и
изгибную прочность
N HE  60  n2  Lh  (C  A4  D  B4  E)
NHE = 60 ∙ 74 ∙ 26061 (0.15 + 0.74∙ 0.35 + 0.384∙ 0.5) = 2.8 ∙ 107 ;
NFE = 60 ∙ n2 ∙ Ln (C + A9D + B9E)
NFE = 60 ∙ 74 ∙ 26061 (0.15 + 0.79∙ 0.35 + 0.389∙ 0.5)= 1.9 ∙ 107
KHL и KFL - коэффициенты долговечности, определяем [ 2 ]
KHL =
KFL =
9
8
NHO
=
NHE
NFO
=
NFE
9
8
10 7
< 1, принимаем KHL =1
2.8  10 7
10 6
< 1, принимаем KFL = 1
1.9  10 7
тогда [  ]H = 155 МПа; [ 0 ]F = 98 МПа
При этом, базовые числа нагружений на контактную и изгибную
прочность приняты: NH0=107; NF0=106
16.5. Ориентировочно принимаем коэффициент диаметра червяка
q = 0.25 ∙ Z2 = 0.25 ∙ 39 ≈ 10
119
16.6. Определение межосевого расстояния передачи из условия
контактной выносливости зубьев колеса:
а=
 Z2 

 13
 q



 170
 Z2
 q   H

2


 T  K
 2 H


[5]
где Т2 – крутящий момент на валу червячного колеса; Т2 = 517 Н∙м;
КН – коэффициент нагрузки; для проектных расчетов КН = 1.2.
2
a




 39   170 
 517  103  1.2 = 179 мм
=   13 39
10




 155 

 10

16.7. Модуль зацепления определится из выражения межосевого
расстояния: a 
m( q  Z 2 )
,
2
m=
2a
2 179

 7.35 мм
q  Z 2 10  39
Принимаем по ГОСТ 2144-80 стандартные значения m = 8 мм, q = 10;
тогда, межосевое расстояние составит:
a=
mZ 2  q  839  10 

 196 мм
2
2
16.8. Размеры червяка:
делительный диаметр червяка d1 = qm = 10 ∙ 8 = 80 мм;
диаметр окружности выступов da1 = d1 + 2m = 80 + 2 ∙ 8 = 96 мм;
диаметр окружности впадин df1 = d1 – 2.4m = 80 – 2.4 ∙ 8 = 60.8 мм;
длина нарезанной части червяка для шлифованного червяка
[5]
при Z1 = 1; и Z1=2, в1 ≥ (11 + 0.06 ∙ Z2) m + 25 = (11 + 0.06 ∙ 39) 8 + 25 =
131.7 мм
120
16.9. Размеры червячного колеса:
делительный диаметр d2 = m Z2 = 8 ∙ 39 = 312 мм
диаметр окружности выступов da2 = d2 + 2m = 312 + 2 ∙ 8 = 328 мм
диаметр окружности впадин df2 = d2– 2.4m = 312 – 2.4 ∙ 8 = 292.8 мм
наибольший диаметр dам2 ≤ da2 +
6m
68
 328 
 340 мм
Z1  2
22
ширина венца колеса
При Z1 = 1…3;
в2 = 0.75 da1 = 0.75 ∙ 96 = 72 мм
Рисунок 16.3. Схема червячной передачи
При Z1 = 4; в2 = 0.67 da1
[5]
Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2
sin  =
b2
72

 0.78 ;  = 51030'; 2 = 1030
d a1  0.5m 96  0.5  8
16.10. Окружная скорость червяка определяется:
V1 =
d1n1
60

  80 10 3 1440
60
 6.05 м/с
121
Скорость скольжения составляет:
VСК =
V1
6.05

 6.15 м/с
cos
cos1101836
где γ – делительный угол подъема линии витка червяка;
16.11.
при Z1 = 2; q =10; γ = 11018'36''
[ 5]
16.12. КПД червячной передачи определяется:
η = 0.950.96 
tg
tg1101836
 0.950.96
 0.82
tg    
tg 1101836  10 43
где ρ' – приведенный угол трения для червячного колеса, из
безоловянной бронзы при VСК = 6.15 м/с; ρ' = 1043'
16.13.Действительные допускаемые
[5]
контактные напряжения [  ]H
определяем интерполированием с учетом скорости скольжения
при VСК = 6.15 м/с; [  ]H = 149 МПа.
[5]
16.14.Проверяем контактные напряжения в зацеплении
3
3
 Z2

39 

3
T2  K H 
 1
517 10 1.14    1
170
 q
  170
 10   132
H = Z
МПа
3
3
39

196
2
10
q
H = 132 МПа < [ ]H = 149 МПа
где КН – коэффициент нагрузки; КН = Кβ ∙ КV
Кβ – зависит от деформации червяка и от характера изменения
нагрузки;
3
 Z2 
Кβ = 1    1    ,
 
где θ – коэффициент деформации червяка, при Z1 = 2 и q = 10
θ = 86.
Примем вспомогательный коэффициент Х = 0.6 [5 ]
122
3
Кβ = 1   39  1  0.6  1.04
 86 
КV – коэффициент динамичности; для 7ой степени точности и VСК =
6.15 м/с
КV = 1.1 [ 5]
КН = 1.04  1.1 = 1.14
16.14. Проверяем напряжения изгиба в зацеплении
F =
1.2  T2  K F  F
,
m  d 2  b2
где КF – коэффициент нагрузки; KF = KH = 1,14
YF – коэффициент формы зуба, зависит от эквивалентного числа
зубьев;
ZV =
Z2
39

 41.3 ;
3
cos  (cos 1101836) 3
принимаем по таблице
YF = 2.25
[5]
1.2  517 103 1.14  2.25
 8.9 МПа
F =
8  312  72
F = 8.9 МПа < [ ]F = 98 МПа
По напряжениям изгиба червячная передача работоспособна.
16.15. Силы, действующие в зацеплении [ 5]
Червяк:
осевая сила
2  T2 10 3 2  517 10 3

 3310 Н
Fa1 =
d2
312
окружная сила
2  T1  103 2  33  103

 810 Н
Ft1 =
d1
80
радиальная сила Fr1 = Fa1  tg α = 3310  tg 20 = 1200 Н
0
где α = 200 – стандартный угол зацепления
123
Червячное колесо:
осевая сила
2  T1  103 2  33  103

 810 H ;
Fa2 =
d1
80
окружная сила
2  T2 103 2  517 103

 3310 H ; Ft2 = Fa1;
Ft2 =
d2
312
Fa2= Ft1;
радиальная сила Fr2 = Fr1 = 1200 Н.
Полученные значения сил, действующие в червячной передаче,
являются исходными данными для расчета валов и выбора подшипников.
16.16. Смазка червячной передачи.
В
зависимости
от
скорости
скольжения
VСК
=
6.15
вязкость масла 118 сСТ .
м/с
[5]
Способ смазки выбираем окунанием в масло – индустриальное И – 100
А.[5]
V  (0.5...0.8) P1 ,
Объем масла
где
Р1
–
передаваемая
мощность,
P1  T1  1  33  151  4983 Bm  5кВm
V  (0.5...0.8)  5  2.5...4.0 ë
16.17. Тепловой расчет червячной передачи.
Условие работы без перегрева при продолжительной работе
1 1   
∆t =
≤ [ ∆t ]
Kt  
[5]
где Р1 = 5 кВт – мощность на червяке;
А – площадь теплоотводящей поверхности;
A  20  0.1961.7  1.25 ì
A  20  a1.7
[2]
2
Кt –коэффициент теплопередачи, принимаем Кt = 17 Вт / (м2 ∙ С0 ).
[2]
124
[ ∆t ] = 600 – допускаемый перепад температур при нижнем червяке.
[5]
∆t =
5000 1  0.82 
= 42,50 < [ ∆t ]
17 1.25
Условия работы червячной передачи без перегрева обеспечиваются.
16.18. Проверяем стрелу прогиба червяка.
Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка
Jпр =
  d 4f 1 
4

 0.375  0.625 d a1     60.8  0.375  0.625 96   92 10 4 мм4
64 
d f 1 
64 
60.8 
Стрела прогиба
f=
L13 Ft12  Fr21
48 EJ ÏÐ
374 3 810 2  1200 2

 0,0068 мм
48  2,110 5  92 10 4
где L1 – расстояние между опорами, L1  1.1 daì 2  1,1 340  374 мм
[2]
Допускаемый прогиб
[ f ] = 0.01  m = 0.01 ∙ 8 = 0.08 мм
[5]
Работоспособность червячной передачи на жесткость обеспечивается:
f = 0.0068 мм < [ f ]=0,08 мм.
Рисунок 16.4 Прогиб вала червяка.
125
17. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ В СРЕДЕ
APM WinMachine.
В настоящее время для расчета червячных передач, создания рабочих
чертежей
червяков
и
червячных
колес
широко
применяются
специализированные компьютерные программы.
Результаты расчета червячной передачи и варианты чертежей,
выполненных программой APM WinMachine 2003 V8.1 (модули APM Trans и
APM Grapf) показаны ниже.
Рисунок17.1 - Заданные параметры червячной передачи
126
Рисунок17.2 - Результаты расчета: общие параметры, силы,
геометрические параметры
127
Рисунок 17.3 - Результаты расчета: общие параметры, силы,
геометрические параметры (продолжение).
128
129
130
18. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Исходные данные:
- угловые скорости валов:
 1=24
рад/с;
 2=7,2
рад/с.;
- частоты вращения валов: n1=228.6 мин-1; n2=69.26 мин-1;
- крутящие моменты: T1=228 Н∙м; Т2=694 Н∙м;
- передаточное число u=3.3
Рисунок.18.1. Схема цепной передачи.
Выбираем для передачи цепь приводную роликовую ПР ГОСТ 1356897.
18.1. Определение числа зубьев ведущей звездочки Z1 и ведомой
звездочки Z2.
Z1=31-2∙u=31-2∙3.325
Z2=Z1∙u=25∙3,383
Число зубьев Z1 и Z2 - должно быть нечетным, что обеспечит более
равномерное изнашивание зубьев и шарниров цепи.
18.2. Коэффициент эксплуатации. Кэ=Кд∙Кс∙К∙Кн∙Кр ;
[2]
где Кд – динамический коэффициент; при спокойной нагрузке Кд=1
Кс – учитывает способ смазки; при периодической смазке Ксм=1,5.
131
К - учитывает влияние наклона в цепи; при наклоне до 600; К=1.
Кн,, – учитывает способ регулирования натяжения цепи, при
периодическом регулировании Кр=1,25.
Кр – учитывает режим работы; при односменной работе Кр=1.
Кэ=1∙1,5∙1∙1,25∙1=1,875
18.3. Определение шага цепи.
t  2.8
3
T1 К э
,
Z1 [Pц ]  m
где Т1- вращающий момент на ведущей звездочке,
[рц] –допускаемое давление в шарнирах,
H
мм 2
[5],
m – число рядов цепи, принимаем m=1.
Для n1=228,6 мин-1 выбираем среднее значение по таблице 18.1.
[р]= (28+26+24+23+21+19+18+17):8=22 Н/мм2.
Таблица 18.1 - Допускаемое среднее давление [р], Н/мм2 (при z1 = 17).
n, (мин-1)
12,7
15,875
19,05
Шаг цепи t, (мм)
25,4
31,75
38,1
44,45
50,8
50
46
43
39
36
34
31
29
27
100
37
34
31
29
27
25
23
22
200
29
27
25
23
22
19
18
17
300
26
24
22
20
19
17
16
15
500
22
20
18
17
16
14
13
12
750
19
17
16
15
14
13
__
__
1000
17
16
14
13
13
—
__
__
1250
16
15
13
12
—
—
__
__
Примечания 1. Если z1 ≠ 17, то приведенные в таблице значения [р] следует
умножать на kz = 1+0.01 (z1 – 17).
2. Для двухрядных цепей табличные значения [р] уменьшать на 15%.
132
228  103  1.875
t  2.8
=25,7 мм
25  22  1
3
Ближайшее стандартное значение по таблице 5.2. t=31,75 мм;
соответственно d1=19,05 мм - диаметр ролика; q=3,8 кг/м –масса 1м цепи.
Fр=88,50 кН –разрушающая нагрузка, А=262 мм2 проекция опорной
поверхности шарнир
Таблица 18.2. Цепи приводные роликовые однорядные ПР
(по ГОСТ 13568-97) Размеры, мм
t
Ввн
d
D1
h
b
Fр . кН q, кг/м А, мм2
12,7
5,40
4,45
8,51
11,8
19
1 8,20
0,65
39,6
15,875
6,48
5,08
10,16
14,8
20
2 2,70
0,80
54,8
19,05
12,70
5,96
11,91
18,2
33
3 1,80
1,5
105,8
25,4.
15,88
7,95
15,88
24,2
39
5 6,70
2,6
179,7
31,75
19,05
9.55
19,05
30,2
46
8 8,50
3,8
262
38,10
25,4
11,1
22,23
36,2
58
12 7,,00
5,5
394
44,45
25,4
12,7
25,4
42,4
62
17 2,40
7,5
473
50,8
31,75
14,29
28,58
48,3
72
22 6,80
9,7
646
Обозначения: t – шаг цепи, измеряемый под нагрузкой Fн = 0,01Fр;
Ввн – расстояние между внутренними пластинами;
d — диаметр валика;
d1 – диаметр ролика;
h — ширина пластины;
b — длина валика;
Fр— разрушающая нагрузка;
q — масса 1 м цепи;
А — проекция опорной поверхности шарнира.
Пример обозначения цепи с шагом 25,4 мм и разрушающей нагрузкой
Fр = 5670кгс: Цепь ПР – 25,4 – 56,70 ГОСТ 13568 – 97
133
Рисунок 18.2. Цепь приводная роликовая однорядная нормальной
серии ПР
Выбираем цепь: Цепь ПР-31,75-8850 ГОСТ 13568-97.
18.6. Определение линейной скорости цепи:
V
Z1  t n1
25  31.75  228.6

 3.02 м
с
60  1000
60  1000
18.7. Определение окружного усилия
Ft 
T11 228  24

 1812 H

3.02
18.8. Проверяем среднее давление в шарнирах цепи.
P
Ft  К э 1812  1,875

 13 Н
мм2
А
262
Уточняем по таблице [5.1] при n1=228,6 мм-1 , [р]=24 Н/мм2
[рц]=[р](1+0.01(Z1-17)]=21[1+0.01(25-17)]=22,7 Н/мм2
Таким образом р=13 Н/мм2 < [рц]=22,7 Н/мм, следовательно, выбранная
цепь по условию надежности и износостойкости подходит.
18.9. Определение числа звеньев цепи, приняв предварительно
межосевое расстояние a=40∙t.
134
Δ2
L t  2a t  0.5 Z  
,
at
где
at
- межосевое расстояние в шагах, at 
a
 40 ;
t
ZΣ – суммарное число зубьев:
ZΣ=Z1+Z2=25+83=108;
 - поправка по числу зубьев:
Δ
Z 2  Z1 83  25

 9.2
2π
2  3.15
9.2 2
Lt  2  40  0.5  108 
 136.1
40
Округляем до четного числа 136.
18.10. Уточняем межосевые расстояние.
a  0.25 t[L t  0.5  Z Σ  (L t  0.5  Z Σ ) 2  82 ] 
0.25  31.75[136  0.5  108  (136  0.5  108) 2  8  9,2 2 ]  1268 мм
Для обеспечения свободного провисания цепи следует предусмотреть
уменьшение
а
на 0,4%, т.е. на 1268∙0,004=5мм.
18.11. Определение делительных диаметров звездочек,
d д1 
t
31.75

 253.20 мм
180
180
sin
sin
Z1
25
dд2 
t
31.75

 839.03 мм
180
180
sin
sin
Z2
83
18.12. Определяем наружные диаметры звездочек.
135
Д е1 
t
31.75
 1.1d1 
 1.1  19.05  272.28 мм
180
180
tg
tg
Z1
25
где d1=19.05 диаметр ролика.
Д е2 
t
31.75
 0.96  t 
 0.96  31.75  868.91 мм
180
180
tg
tg
Z2
83
18.13. Определяем усилие от провисания цепи
Ff=9.81∙Kf∙q∙a
где, Kf=1.5 при расположении цепи под углом 45 0
q=3.8кг/м,
а=1260мм=1,26м
Ff=9.81∙1.5∙3.8∙1.26=71H
18.14. Определяем усилие от центробежной силы.
Fv=q∙V2=3.8∙3,022=35H
18.15. Усилие в набегающей ветви.
F1=Fmaх= Ft+Fv+Ff = 1812+35+71=1918H
18.16. Усилие в сбегающей ветви.
F2 = Fmin= Fv+Ff = 35+71=106H
18.17. Определяем нагрузку на валы.
Fв=Ft+Ff=1812+2∙71=1954H
18.18. Определяем коэффициент запаса прочности.
136
88.5 10 3
n

 46.14
Ft  Ff  Fv 1812  71  35
Fр
Что выше нормативного [n]=5…6 [2], следовательно, выбранная цепь
по условию запаса прочности вполне обеспечивает работоспособность.
18.19. Геометрические размеры звездочек цепной передачи.
18.20. Диаметры проточек ведущей и ведомой звездочек:
180
Д с  t  ctg
Z
-1,3h ,
где h – наибольшая ширина пластины, h = 30.2 мм. (шаг 31,75).
Для ведущей звездочки Д С1  31.75∙ctg
Для ведомой звездочки
180
 1.3∙30.2  212 .1 мм
25
Д С 2  31.75∙ctg
180
 1.3∙30.2  692.9
83
мм
Рисунок 18.3. Эскиз звездочки.
18.21. Ширина зуба:
в = 0,93 Ввн – 0,15
137
где Ввн – расстояние между внутренними пластинами, Ввн=19.05 мм
в = 0.93 ∙ 19.05 – 0.15 = 17.57 мм
18.22. Толщина диска:
с = в + 4 = 17.57 + 4 = 21.57 мм
Внутренний диаметр d ступицы равен диаметру вала.
Наружный диаметр ступицы:
dст = 1,5d
Длина ступицы:
ℓст = (0,8…1,5)d
18.23. Нормы эксплуатации и монтажа открытой цепной передачи
с втулочно-роликовой цепью.
18.24. Степень износа шарниров цепи оценивается по относительному
увеличению шага « t » (вытяжение цепи). Цепь начинает сходить со
звёздочек.
Рисунок 18.4. Вытяжение цепи.
t 
t1  t
100 % ≤ t 
t
[Δt]= 3…4% (в сельхозмашиностроении) [ 2 ]
t1max =(1,03…1,04)t,
138
где t1 - шаг после износа;
t - шаг номинальный, t = 31.75мм
t1max =31,75(1,03…1,04)=32,70…33,02
18.25.
Натяжение
цепной
передачи
устанавливают
по
стреле
провисания « f » в зависимости от межосевого расстояния « а ».
ƒmin=0,02∙ а
ƒmin=0,02∙1268=25,6мм
ƒmin < ƒ < 3 ƒmin
Рисунок 18.5. Стрела провисания.
18.26. Монтаж валов и звёздочек производят таким образом, чтобы
обеспечить наибольшую долговечность работы цепной передачи. При
монтаже следует предусмотреть параллельность валов и установку звёздочек
в одной плоскости.
  ≤
2,3...4,5 2,3...4,5

 0,07...0,13
а
1268
Рисунок 18.6. Перекос валов.
139
Рисунок 18.7. Смещение звездочек.
∆ℓ  (0,04…0.08)   (0,04...0,08) 1268 1,4...2,8 мм
где α - межосевое расстояние, мм;
∆ℓ - смещение звёздочек;
Рисунок 18.8. Скрещивание валов
 скр 
(1,5...3,0)
 0,04...0,08
а
Рисунок 18.4. Геометрические и силовые параметры цепной передачи.
140
19. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ В СРЕДЕ
АРМ WinMachine
В настоящее время для расчета цепных передач и создания рабочих
чертежей
звездочек
широко
применяются
специализированные
компьютерные программы. Результаты расчета и варианты чертежа звездо,
выполненные программой APM WinMachine 2003 V8.1 (модули APM Trans и
APM Grapf) показаны ниже.
141
142
143
144
ЛИТЕРАТУРА
1. Иванов, М.Н. Детали машин / М.Н. Иванов, Финогенов М.: Высшая
школа, 2005. – 408 с.
2. Ерохин М.Н. «Детали машин и основы конструирования
М.:
КОЛОСС , 2004.- 462 с.
3. Решетов, Д.Н. Детали машин / Д.Н. Решетов - М.: Машиностроение,
1989. – 495с.
4. Куклин, Н.Г. Детали машин
/Н.Г.. Куклин, Г.С. Куклина, В.К.
Житков – М.: Высшая школа, 2005. – 398 с.
5.Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский, Г.М.
Ицкович
К.Н.
Боков,
И.М.
Чернин,
Д.В.
Чернилевский.
–
М.:
Машиностроение, 1979. – 350с.
6. Подъемно-транспортные машины в сельском хозяйстве. Атлас
конструкций / В.Ф. Дубинин. – М.: Машиностроение, 1990. – 125с.
7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя / В.И.
Анурьев. - М.: Машиностроение, 2001 – 720 с. (т 1), - 560 с. (т 2-3).
8. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование
/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - М.: Машиностроение, 2002. – 530с.
9. Проектирование и расчет подъемно-транспортирующих машин
сельско-хозяйственого назначения / М. Н. Ерохин, А. В. Карп. - М.: Колос,
1999. – 284с.
10. Расчет деталей машин на ЭВМ. / Д.Н. Решетов, С.А. Шувалов. –
М.: Высшая школа, 1985. – 307с.
145
СОДЕРЖАНИЕ
Введение ……….. …………………………………………………………..3
1. Общие положения курсового проектирования деталей машин ……..6
2. Расчетно – пояснительная записка курсового проекта……………….10
3. Графическая часть курсового проекта………………………………...19
4. Методические указания к расчету технико–экономических
показателей……………………………………………………………...32
5. Элементы автоматизации при курсовом проектировании деталей
машин……………………………………………………………………35
6. Типовые задания для курсового проектирования деталей машин…..38
7. Кинематический расчет приводной станции и выбор
электродвигателя………………………………………………………..57
8. Расчет плоскоременной передачи……………………………………..68
9. Результаты расчета плоскоременной передачи в среде
АPМ WinMachine ………………………………………………………77
10. Расчет клиноременной передачи………………………………..……80
11. Результаты расчета клиноременной передачи в среде
АPМ WinMachine …………………………………………………….85
12. Расчет конической передачи…………………………………………88
13. Результаты расчета конической передачи в среде
АРМ WinMachine……………………………………………………..97
14. Расчет цилиндрической косозубой передачи………………………102
15. Результаты расчета цилиндрической косозубой передачи в среде
АPМ WinMachine …………………………………………………….113
16. Расчет червячной передачи………………………………………..…117
17. Результаты расчета червячной передачи в среде
АPМ WinMachine …………………………………………………….126
18. Расчет цепной передачи ………………………………………….…131
19. Результаты расчета цепной передачи в среде АPМ WinMachine …141
Литература……………………………………………………………145
Приложение …………………………………………………………..147
146
ПРИЛОЖЕНИЕ
147
СПРАВОЧНЫЕ ТАБЛИЦЫ
148
149
150
151
152
153
154
155
Продолжение
156
Продолжение
157
158
Продолжение
159
Продолжение
160
161
Продолжение
162
Продолжение
163
164
165
166
167
168
169
170
171
172