МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ К ВЫПОЛНЕНИЮ
КОНТРОЛЬНОЙ РАБОТЫ № 3
Условия задачи переписываются полностью. Рисунок к задаче выполняется аккуратно карандашом с применением чертежных инструментов. Вторая контрольная работа включает пять взаимосвязанных задач, т. е. условие каждой последующей задачи вытекает из решения предыдущей.
В первой задаче требуется выполнить кинематический расчет привода, состоящего из электродвигателя и двух передач. Вторая задача — расчет одного из видов передач в закрытом исполнении (зубчатая цилиндрическая или коническая, червячная). В третьей задаче — проектный расчет ведомого вала редуктора и, выполнение первого этапа компоновки редуктора. В четвертой задаче требуется подобрать подшипники качения для ведомого вала редуктора. В пятой задаче необходимо рассчитать на прочность шпоночное соединение ведомого колеса с валом. При расчете принимать следующие значения КПД передач: ηподш=0,99; ηц.п.=0,95; ηр.п.=0,96; ηзуб=0,97; ηч.п.=0,77...0,85. Следует иметь в виду, что при выборе твердости заданного материала по табл. 9.2 стр. 170 (4) и для определения допускаемых напряжений рекомендуется: при расчете прямозубых передач твердость материала шестерни брать на 20...30 единиц НВ больше, чем для колеса, т. е. принимать НВ1НВ2+(20...30), что обеспечивает лучшую приработку зубьев и примерно одинаковый износ шестерни и колеса, при расчете косозубых и шевронных передач НВ1=НВ2+(50...80), что позволяет существенно повысить нагрузочную способность этих передач.Исходные данные для Р и n и кинематическую схему необходимо выбрать из таблицы 3.
|
|
|
Таблица 3
| № варианта (две последние цифры шифра) | № схемы по рис. на стр | Мощность электро -двигателя Р, кВт | Частота вращения вала электро Двигателя n , мин-1 | Передаточное число редуктора, U р |
| 01, 31, 61 | 2 | 2,2 | 970 | 4 |
| 02, 32, 62 | 3 | 4,6 | 980 | 2,5 |
| 03, 33, 63 | 4 | 2,5 | 720 | 2,5 |
| 04, 34, 64 | 5 | 3 | 955 | 2 |
| 05, 35, 65 | 6 | 1,2 | 1440 | 12,5 |
| 06, 36, 66 | 7 | 1,8 | 1440 | 16 |
| 07, 37, 67 | 8 | 2,4 | 1500 | 20 |
| 08, 38, 68 | 9 | 2,3 | 750 | 3,15 |
| 09, 39, 69 | 10 | 3,4 | 970 | 4 |
| 10, 40, 70 | 8 | 1,7 | 1000 | 12 |
| 11, 41, 71 | 7 | 1,8 | 1440 | 20 |
| 12, 42, 72 | 5 | 2,6 | 1000 | 25 |
| 13, 43, 73 | 10 | 1,4 | 720 | 1,6 |
| 14, 44, 74 | 1 | 2,5 | 710 | 4 |
| 15, 45, 75 | 2 | 0,8 | 935 | 1,25 |
| 16, 46, 76 | 3 | 2,4 | 970 | 1,6 |
| 17, 47, 77 | 9 | 2,6 | 989 | 3,15 |
| 18, 48, 78 | 4 | 1,7 | 980 | 4 |
| 19, 49, 79 | 6 | 3,2 | 970 | 2,5 |
| 20, 50, 80 | 1 | 1,6 | 980 | 1,25 |
| 21, 51, 81 | 2 | 1,1 | 970 | 2 |
| 22,52,82 | 3 | 1,9 | 1440 | 1,6 |
| 23, 53, 83 | 4 | 1.4 | 955 | 3,15 |
| 24, 54, 84 | 6 | 5,5 | 720 | 4 |
| 25, 55, 85 | 9 | 1,2 | 720 | 2,5 |
| 26, 56, 86 | 10 | 3,8 | 710 | 2 |
| 27, 57, 87 | 3 | 1.2 | 1000 | 3,15 |
| 28, 58, 88 | 8 | 1,6 | 980 | 25 |
| 29, 59, 89 | 7 | 2,2 | 1000 | 20 |
| 30, 60, 90 | 10 | 1,6 | 710 | 1,6 |
Пример № 1
|
|
|
Задание
Для привода рабочей машины, состоящей из механических передач, требуется определить угловые скорости и вращающие моменты на валах с
|
|
учетом коэффициента полезного действия. Передаточное число редуктора up =2,8. Мощность электродвигателя Рдв=7,0 кВт при частоте вращения n дв =750 мин-1. Ресурс работы t =25000 ч.
Решение
1. Определяем передаточное число ременной передачи без учета скольжения:
| u1 | = | up∙n | = | ω1 | = | D2 | = | 160 | = | 2 |
| ω2 | D1 | 80 |
2. Частота вращения (ведущего вала ременной передачи) электродвигателя
| ωдв | = | πnдв | = | 3,14·750 | = | 78,5 рад/с. |
| 30 | 30 |
3. Частота вращения (ведомого вала ременной передачи) ведущего вала редуктора
| ω1 | = | ωдв | = | 78,5 | = | 39,2 рад/с. |
| 30 | 30 |
4. Частота вращения ведомого вала редуктора
| up | = | ω1 |
| ω2 |
,откуда
|
|
|
| ω2 | = | ω1 | = | 39,2 | = | 14 рад/с |
| up | 2,8 |
5. Вращающий момент на валах:
на валу электродвигателя
| Мдв | = | P дв | = | 7∙103 | = | 89,1 Н∙м; |
| ωдв | 78,5 |
на ведущем валу редуктора
| u 1 | = | M 1 |
| M дв ηрем |
откуда
| M 1 | = | u рем M дв η рем1 |
где ηр.п.=0,96 — КПД ременной передачи;
| М1 | = | 2∙0,96∙89,1 | = | 171,2 Н∙м |
на ведомом валу редуктора М2=М1 up η p ,где
| η p =0,97∙0,993=0,95 |
- КПД редуктора, тогда
| М2=71,2∙2,8∙0,95=455,4 Н∙м. |
Пример № 2
Задание
Расчет редукторной передачи. Рассчитать закрытую косозубую цилиндрическую нереверсивную передачу общего назначения с ресурсом работы t = 25000 ч.
Решение
Расчет производим по данным примера.
1.Момент на ведущем валу редуктора М1 = 171,2 Н∙м; момент на ведомом валу редуктора
М2 = 455,4 Н∙м; передаточное число редуктора up =2,8.
2. Материал для зубчатой передачи выбираем по табл. 9.2 с. 171 [4]: для шестерни принимаем сталь 40Х (термообработка — улучшение), НВ = 490; для колеса — сталь 40Х (поверхность зубьев подвергается азотированию), НВ = 240.
|
|
|
Предел контактной выносливости определяем по эмпирической формуле
| σно=2НВ+70 МПа |
| σно1=2∙490+70=1050 МПа; |
| σно2=2∙240+70=550 МПа; |
4.Допускаемые напряжения
| [σ]H | = | σно | KHL |
| [n] |
где [σ]=1,2 — коэффициент безопасности при поверхностном упрочнении зубьев;
KHL =1 - коэффициент долговечности при длительной работе редуктора 36000 ч:
для шестерни [σ]Н1=1050/1,2=876 МПа;
для колеса [σ]Н2=550/1,2 = 458 МПа.
5.Межосевое расстояние
| aω | = | 430∙( up +1) · |
| M 2 KHβ | = | 430·(2,8+1)∙ |
| 455,4∙1 | = | 120 мм |
| u 2 ψba [ σ ]2 H | 2,82·0,4·6002 |
3 
3
где ψ ba =0,3…0,6 — коэффициент ширины колеса.
Для непрямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение
| [σ]=0,45([σ]н1+[σ]н2)=0,45(876+458)=600МПа |
Принимаем коэффициент неравномерности нагрузки Кнв=1
6.Нормальный модуль определяем по эмпирическому соотношению
mn = (0,01...0,02)∙ am =(0,01...0,02)∙120 = 1,2∙2,4 мм, по ГОСТ принимаем mn =2 мм,
таблица на стр. 157 (4).
7.Ширина венца зубчатого колеса b 2 = ψ ba a щ = 0,42∙120=50 мм.
| z1 | = | 2aωcosβ | = | 2·120·0,98 | = | 31 |
| (up+1)mn | (2,8+1)2 |
Число зубьев определяем, предварительно задавшись углом их наклона шестерни β=10°:
колеса z 2 = upz 1 =2,8∙31 = 87.
9. Фактическое передаточное число редуктора up = 87/31 = 2,8.
10. Диаметры колес. делительные диаметры:
шестерни колеса
| d1 | = | mnz1 | = | 2·31 | = | 63,26 мм |
| cosβ | 0,98 |
| d 2 | = | mnz 2 | = | 2· 87 | = | 156,74 мм |
| cosβ | 0,98 |
Диаметр вершин зубьев da = d + 2 mn :
шестерни
| da1 = 63,26 + 2∙2 = 67,26 мм; |
колеса
| da2= 156,74 + 2∙2 = 160,74 мм. |
Диаметр впадин зубьев:
шестерни
| dfl = d 1 – 2,5 mn = 63,26 - 2,5∙2 = 58,26 мм; |
колеса
| df 2 = 160,74 - 2,5∙2 = 151,74. |
11. Силы, действующие в зацеплении:
окружная
| Ft1=Ft2= | 2M2 | = | 2·455,4∙103 | =5810 Н ; |
| d2 | 156,74 |
радиальная
| Fr 1 = Fr 2 = | Fttgα | = | 5810∙0,384 | =2158 Н; |
| cosβ | 0,98 |
осевая
| Fa 1 = Fa 2 = Fttg β=5810∙0,18=1046 H |
.
Пример № 3
Задание
Выполнить эскизную компоновку ведомого вала и определить его основные размеры. По данным примера 1 момент на ведомом валу редуктора М2 = 455,4 Н∙м.
Решение
Определяем диаметр выходного конца ведомого вала
|
| M 2 |
| 455,2 | =0,035м=35мм |
| 0,2[ τ ] | 0,2∙50·106 |
dB 2 = 3
= 3
Диаметр вала подшипника принимаем dn 2 = 40 мм, под зубчатое колесо dk 2 = 45 мм.
Эскизная компоновка выполняется 1:1 с учетом размеров колеса и вала. По данным примера 2 ширина венца зубчатого колеса b 2 =50 мм, диаметр колеса d 2 = 156,74 мм.
1.Вычерчиваем контур колеса.
2.Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, зазор между торцом
шестерни и внутренней стенкой корпуса, определяем по формуле
| ℓ = 0,03аω + 1 мм = 0,03∙120 + 1 = 4,6 мм, |
принимаем
| ℓmin = 8 мм. |
Если получается ℓmin>8 мм, то надо принимать фактическое значение у=8...12 мм. Вычерчиваем вал и контуры предполагаемых подшипников, габаритные размеры которых принимаем из соответствующих таблиц. Для ведомых валов с малой окружной скоростью принимаем консистентную смазку и для предотвращения ее вытекания на валах устанавливаем мазеудерживающие кольца. Путем замера находим расстояние между серединами подшипников качения. Принимаем радиальные шариковые подшипники, диаметр вала dn = 40 мм. Подшипник легкий серии 308 имеет следующие параметры:
d = 40 мм, D =90 мм, В = 23 мм при динамической грузоподъемности С=31,3 кН, Со = 22,3 кН.
( см. таблицу 4)
Таблица 4
Примечание. Цифрой 2 обозначен подшипник, который воспринимает осевую силу в зацеплении.
| Соотношение сил | Результирующая осевая нагрузка |
| Rб1 > Rб2; Fa > 0 | Ra1 = Rб1 |
| R б > R б2 ; Fa > R б2 - R б1 | Ra2 = Rб1 + Fa |
| Rб1 < Rб2 | Ra1 = Rб2 - Fa |
| Fa < Rб2 - Rб1 | Ra2 = Rб = Rб2 |
Пример № 4
Задание
Подобрать подшипники качения для ведомого вала редуктора. Силы в зубчатом зацеплении: окружная Ft = 5810 Н, радиальная Fr = 2158 Н, осевая Р a = 1046 Н, частота вращения вала
(см. пример I) ω2 = 14 рад/с. Делительный диаметр колеса d 2 = 156,74 мм. Диаметр вала в месте посадки подшипника 40 мм. Расстояние между серединами подшипников 98 мм .
Решение
Определяем реакции опор от сил, действующих в вертикальной плоскости:
| ∑ МА =0; FrL/2+Fad2/2-RByL=0 |
| ∑ MB=0; RAyL+Fad2/2-FrL/2=0 |
| RBy= | 2158·98/2+1046·156,74/2 | =1911,5 |
| 98 |
| RAy= | 2158·98/2 - 1046·156,74/2 | =246,5 Н |
| 98 |
Реакция опор от силы Ft, действующей в горизонтальной плоскости:
| RAx = RB = | 5810 | =2905 |
| 2 |
Суммарные реакции подшипников:
  RA= r2Ay + R2Ax = 246,52 + 29052 = 2920H = 2,92 кН
|
| RB = R2By + R2Bx = l911,52 + 29052 = 3450H = 3,45 кН
|
Наиболее нагруженной является опора В, поэтому по ней ведем дальнейший расчет. Вычисляем отношение осевой нагрузки Fa = 1,046 кН к статической грузоподъемности
C 0 =22,3 кН для подшипника 308:
| Fa /С0 = 1,046/22,3 = 0,045. |
По табл. 16.1 с. 323 [4] для Fa / C 0 = 0,045 после интерполяции коэффициент осевого нагружения ℓ=0,21. Определяем отношение осевой нагрузки к радиальной
| Fa / RB =1,046/3,45=0,31>ℓ, |
принимаем
| X =0,56, Y =2,1, Кб=1,30, Кт=1. |
Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку подшипника В:
| Рэ = ( RBX + FaY ) K т K б = (3,45∙0,56 + 1,046∙2,1)1,3=5,37 кН. |
Долговечность подшипника
| Lh = |  106
| С | = | 106 | · | 31,33 | =24,7·103 ч. |
| 572,4ω2 | P э | 572,4·14 | 5,37 |
Долговечность данного подшипника удовлетворяет ресурсу работы t = 250004.
Пример № 5
Задание
Подобрать шпонку для соединения ведомого колеса с валом и проверить прочность соединения. Исходные данные взять из результатов решения предыдущих задач.
Решение
Выбираем стандартную призматическую шпонку для соединения ведомого вала с диаметром под ведомое колесо dB =45 мм из таблицы 5.
| Шарикоподшипники радиальные однорядные | Шарикоподшипники радиально — упорные Однорядные | |||||||
| Ra/Co2 | е | Ra/(VRr)>е | б0 | Ra/Cor | е | Rа/(VRr)>е | ||
| X | Y | X | V | |||||
| 0,014 | 0,19 | 2,3 | 0,014 | 0,3 | 1,81 | |||
| 0,028 | 0,22 | 1,99 | 0,029 | 0,34 | 1,62 | |||
| 0,056 | 0,26 | 1,71 | 0,057 | 0,37 | 1,46 | |||
| 0,084 | 0,28 | 1,55 | 0,086 | 0,41 | 1,34 | |||
| 0,11 | 0,3 | 0,56 | 1,45 | 12 | 0,11 | 0,45 | 0,45 | 1,22 |
| 0,17 | 0,34 | 1,31 | 0,17 | 0,48 | 1,13 | |||
| 0,28 | 0,38 | 1,15 | 0,29 | 0,52 | 1,04 | |||
| 0,42 | 0,42 | 1,04 | 0,43 | 0,54 | 1,01 | |||
| 0,56 | 0,44 | 1 | 0,57 | 0,54 | 1 | |||
| Роликоподшипники конические однорядные | 26 | — | 0,68 | 0,41 | 0,87 | |||
| 36 | — | 0,95 | 0,37 | 0,66 | ||||
| — | Каталог | 0,4 | Каталог | |||||
| или | или | |||||||
| 1,5 tg б | 0,4 сtg б | |||||||
Таблица 5
Примечание. При R а/( VRr )<е принимают Х=1 и У=0
Примеры сечения шпонки:
ширина: b =18 мм, h =11 мм, глубина паза t 1 =7 мм.
Длина ступицы колеса
| ℓ ст =(1,2...1,5) d в =(1,2...1,5)45=54...67 мм. |
Принимаем ℓст=65 мм. Из стандартного ряда выбираем длину шпонки ℓ=60 мм, что на 5 мм меньше длины ступицы. Рабочая длина для шпонок с плоскими торцами ℓ p =ℓ=60 мм.
Для стальной ступицы принимаем [σсм]=120 МПа.
Проверяем шпоночное соединение на смятие по формуле:
| σсм= | 2М2 | = | 2·4554·103 | =100,99 МПа, |
| dB (0,94 h - t 1 )ℓ p | 45·(0,94·11-7)·60 |
что удоволетворяет условию прочности σсм<[σсм] 100,99 МПа<120 МПа.
Задание
Расчет закрытых зубчатых передач. Дли привода рабочей машины,
состоящей из механических передач, требуется определить угловые скорости
и вращающие моменты на валах с учетом КПД. Передаточное число
редуктора up = 2,5; мощность электродвигателя P = 3кВт при частоте вращения
n 1 = 950 мин-1
Решение
1.Частоту вращения ведущего вала редуктора определяем по формуле
| ω 1 = | π n1 | = | 3,14∙950 | =100 рад/с. |
| 30 | 30 |
2.Передаточное число цепной передачи u ц.п = z 4 / z 3 =60/20=3.
3.Частоту вращения ведомого вала редуктора определяем из уравнения up = ω1/ω2, откуда ω2 =
ω1 up =100/2,5=40 рад/с.
4.Частота вращения ведомого вала цепной передачи ω3=ω2/ u ц.п =40/3=13,3 рад/с.
5. Вращающий момент на ведущем валу редуктора M 1 = P 1 /ω1=3∙103/100=30 Н∙м.
6.Коэффициент полезного действия редуктора
η p = ηзуб η2подш = 0,97∙0,992 = 0,95.
7. Вращающий момент на ведомом валу редуктора
M 2 = M 1 ηη p up = 2,5∙30∙0,95 = 71,5 Н∙м, что следует из up = М2/М1.
8.Вращающий момент на валу транспортера M 3 = M 1 u 0 η0,
Где η0 – общий КПД привода η0 = ηзуб ηподш ηц.п = 0,97∙0,993∙0,95 = 0,91;
u 0—общее передаточное число, uo = up иц.п=2,5 × 3=7,5, тогда М3=30 × 7,5 × 0,91=205 Н × м.
Пример № 7
Задание
Определить основные размеры конической прямозубой передачи редуктора. Передача нереверсивная, общего назначения. Исходные данные для расчета — момент М2, up , w 1 и w 2 — принять исходя из результатов решения примера 6.
Решение
1. По табл. 9.2 с. 171 [4] учебника выбрать НВ стали 45:
для шестерни НВ 194-222;
для колеса НВ 180- 192.
2. Определяем допускаемое контактное напряжение для материала
колеса как менее прочного элемента передачи:
| [σ]H1 | = | σ но | - | KHL |
| [n] |
Предел контактной выносливости поверхности зубьев [σ]но2 = 2НВ + 70 = 2 × 190 + 70=450 МПа.
Коэффициент запаса прочности [ n ] = (1,2...1,3) принимаем [ n ] = 1,2. Коэффициент долговечности можно принять Кн = 1, тогда
| [ σ]H2 | = | 450 | 1 | = | 374 МПа |
| 1,2 |
Внешний делительный диаметр колеса
| de 2 =1800 |
| M 2 upKH | = | 1800 |
| 71,5·2,5·1,2 | = | 200мм |
| [ σ ]2 H | 3742 |
3
3
где Кн — коэффициент нагрузки, принимаем 1,2 при твердости НВ 350;
М2—вращающий момент, Н × м;
[σ]н — допускаемое контактное напряжение, МПа;
up — передаточное число.
По ГОСТ 12289-76 принимаем de 2 = 200 мм и ширину венца b = 30 мм. Число зубьев шестерни из рекомендуемого интервала z 1 =18...28 принимаем Z 1 =20 и определяем число зубьев колеса z 2 = 2,5 × 20 = 50. Внешний окружной модуль me = de 2 / ze 2 = 200/50 = 4 мм. Основные геометрические параметры:
углы делительных конусов:
шестерни tg d 1 = l / u =1/2,5=0,4; d 1 =21°50’;
колеса d 2 =90- d 1 =90°-21°50'= 8°10';
внешнее конусное расстояние для прямозубых передач
| Re | = |  me
| ·z 2 1 + z 2 2 | = |  4
| ·202+502 | = | 107 |
| 2 | 2 |
внешний делительный диаметр шестерни del = mez 1 =4 × 20=80;
внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:
dae=de+2mecos5;
dael=80+2 × 4 × 0,374=82,99 мм ;
dae 2 =200+2 × 4 × 0,936=208,52 мм.
Окружная сила на среднем диаметре
| F 1 | = | 2 M 2 | = | 2·71,5·103 | = | 825 Н |
| 0,85de2 | 0,875·200 |
Осевая сила на шестерне
| Fal=Fttg × sin d 1 =825 × 0,364 × 0,374=110 Н |
Радиальная сила на шестерне
| Fr 1 = Fttg × cos δ1 =825 × 0,364 × 0,374=280 Н |
Пример № 8
Задание
Для привода рабочей машины рассчитать угловые скорости и вращающие моменты на валах с учетом КПД по следующим данным: мощность электродвигателя P 1 = l ,8 кВт, частота вращения n 1 =1430мин-1. Число зубьев ведущей звездочки z 3 =18, ведомой z 4 =45. Передаточное число редуктора up =15,5.
Решение
1.Определяем угловую скорость электродвигателя
| ω 1 | = | π n | = | 3,14·1430 | = | 149 рад/с |
| 30 | 30 |
2.Угловая скорость ведомого вала редуктора,
| up | = | ω1 |
| ω2 |
откуда, ω2= 149/15,5=9,6 рад/с.
3.Передаточное число цепной передачи
| u ц.п | = | z 4 | = | 45 | = | 2,5 |
| z 3 | 18 |
4.Угловая скорость ведомого вала цепной передачи
| u з.п | = | ω2 |
| ω3 |
| ω3 | = | ω2 | = | 9,6 | = | 3,86 рад/с |
| u ц.п | 2,5 |
, откуда
5.Вращающий момент на валу червяка
| М1 | = | Р1 | = | 1,8∙103 | = | 12,1 Н∙м |
| ω1 | 149 |
6.Принимаем КПД червячного редуктора при η p =0,75...0,85.
7.Вращающий момент на валу червячного колеса определяем из
| u р | = | М2 |
| М1зр |
уравнения откуда,
| M 2 | = | up M 1 η p | = | 15,5∙12,1∙0,85 | = | 159 Н∙м |
8.КПД цепной передачи ηц.п=ηподш ηц=0,99∙0,96=0,95.
9.Момент на ведомом валу цепной передачи.
| М3=ηц,п M 2 u ц,п =0,95∙159∙2,5=37 Н∙м |
Пример № 9
Задание
Рассчитать червячную общего назначения с ресурсом работы t >20000 ч. Исходные данные и кинематическую схему взять из примера № 8: up = 15,5, М1=12,1 Н∙м, ω1=149 рад/с.
Решение
1.Принимаем число витков червяка в зависимости от передаточного
числа z 1 =2. Рекомендуемся принимать z 1 =2 и z 1 =4, нежелательно принимать z 1 =1, так как при этом значении η=0,5, а z 3 =3 не стандартизовано. Следует принимать z 1 =2 при u =16…25 и z 1 =4 при u =8…12,5.
2. Число зубьев червячного колеса z 2 = z 1 u =2∙15,5=31.
3. Коэффициент диаметра червяка q задаем из параметрического ряда: 8,0; 10,0; 12,5; 16,0; 20,0. Принимаем q =0,25∙ z 2 = 0,25∙31=8.
4. Скорость скольжения
  J ск =5∙10-3ω1 3 M 2 =5∙10-3∙149∙ 3159 =4 м/с.
|
5.Материал червячного колеса выбираем по данным таблщды 11.3
с.252 [4],и определяем допускаемые контактные напряжения для червячных колес из условия стойкости против заедания.
При высоких скоростях скольжения 5-25 м/с принимаем оловянную
бронзу БрОФ 10 — 1 по таблице 11.3 с. 252 [4] учебника и [σ]н=0,67 уно.
6.Из условия контактной усталости рабочих поверхностей зубьев червячного колеса определяем межосевые расстояния (мм) передачи;
| aω | = | 307 | ∙1+ | z 2 |
| M2K |
| q | [ σ ]2 H ( z 2 / q )2 |
3
где М2 —момент на валу червячного колеса, Н∙м;
z 2 —число зубьев колеса;
q — коэффициент диаметра червяка;
К —коэффициент нагрузки, К= 1,1...1,35,
| aω=307 ∙1+ |
| 31 |
| 59∙1 ,2 | = | 119 мм , | |
| 8 | 157(31/8)2 |
Полученное значение принимаем по ГОСТ 2144 — 76.
7.Осевой модуль
| m= | 2aω | = | 2·125 | =6,4 мм |
| za+q | 31+8 |
принимаем по ГОСТ 2144 — 76 т = 6,3 мм
8.Уточняем межосевые расстояния:
| a w =0,5 m ( z + q )=0,5 × 6,3 × (31+8)=122,85 мм |
9.Определяем основные геометрические параметры червяка и колеса:
| d 1 = qm = 8 × 6,3=50,4 мм |
| dal = d1+2m = 50,4+12,6 = 63 мм |
| df1 = d1-2,4m = 50,4-2,4 × 6,3 = 35,28 мм |
| d2 = mz2 = 6,3 × 31 = 195,3 мм |
| da2 = d2+2m = 195,3+2 × 6,3 = 207,9 мм |
| df 2 = d 2 -2,4 m = 195,3-2,4 × 6,3=180,18 мм |
| da max= da2+ | 6m | =217,35 мм |
| Z2+2 |
| b 1 =( ll +0,067 z 2 )∙ m =( l 1+0,067 × 31)6,3=82, 4 мм |
(принимаем b 1 =100 мм);
| b 2 0,75 da 1 0,75 × 63=47 мм |
(принимаем b 2 =50 мм).
10. Окружная скорость червяка
| υ 1 = | ω1 d 1 | = | 149·50,4 | =3,75 м/с |
| 2·103 | 2000 |
11.Принимаем угол подъема винтовой линии g и угол трения ρ по таблице 11.2 с. 249 [4].
12.КПД червячной передачи
| η=0,95 | tgγ | =0,95 | tg 1400210 | =0,83 |
| tg ( γ + ρ ) | tg (14 0 0210+20) |
КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА № 3
Вариант контрольного задания определяется по двум последним цифрам номера личного дела студента и принимается по таблице 2.
Задача 1. Привод состоит из электродвигателя мощностью Рдв, кВт, с частотой вращения
n дв , мин"1, редуктора и цепной (ременной) передачи. Требуется определить: а) угловые скорости валов; б)передаточные числа; в) общий КПД и вращающие моменты для всех валов.
Задача 2. В зависимости от варианта по данным первой задачи рассчитать основные параметры зубчатой или червячной нереверсивной передачи общего назначения с ресурсом работы t = 36000 чдля зубчатой передачи и t = 22000 ч для червячной передачи.
Задача 3. Исходя из результатов решения первой и второй задач, выполнить эскизную компановку узла ведомого вала и определить основные размеры вала.
Задача 4. Подобрать подшипники качения для ведомого вала рассчитываемого редуктора. Исходные данные принять исходя из результатов решения трех предыдущих задач. Долговечность работы подшипника должна соответствовать сроку службы передачи (см. условие задачи 2).
Задача 5. Подобрать шпонку для соединения ведомого колеса с валом и проверить прочность соединения. Исходные данные взять из результатов решения предыдущих задач.
5. ПЕРЕЧЕНЬ РЕКОМЕНДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Основная
1. Аркуша А. И. Техническая механика. М.: Высшая школа, 1989.
2. Ицкович Г. М. Сопротивление материалов. М.: Высшая школа, 1987.
3. Никитин Е. М. Теоретическая механика. М.: Наука, 1988.
4. Фролов М. И. Техническая механика. М.: Высшая школа, 1990.
5. Чернилевский Д. В., Лаврова Е. В., Романов В. А. Техническая механика. М: Наука, 1982.
Дополнительная
6. Аркуша А. И. Руководство к решению задач по теоретической механике. М.: Высшая школа, 1978.
7. Винокуров А. И. Сборник задач по сопротивлению материалов. М.: Высшая школа, 1990.
8. Романов М. Я., Константинов В. А., Покровский Н. А. Сборник задач по деталям машин. М.: Машиностроение, 1984.
Содержание
| 1.Введение……………………………………………………………………………………………… 2 Программа учебной дисциплины и методические указания……………………………………... 2.1 ТЕМАТИЧЕСКИЙ ПЛАН………………………………………………………………..………. 2.2. СОДЕРЖАНИЕ УЧЕБНОЙ ДИСЦИПЛИНЫ И МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ………….. 3 ПЕРЕЧЕНЬ ЛАБОРАТОРНЫХ РАБОТ И ПРАКТИЧЕСКИХ ЗАНЯТИЙ……………….…….. 4 ЗАДАНИЯ ДЛЯ КОНТРОЛЬНОЙ РАБОТЫ……………………………………………………… 4.1 МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ К ВЫПОЛНЕНИЮ КОНТРОЛЬНОЙ РАБОТЫ № 1……... 4.2 КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА № 1………………………….……………………………………….. 4.3 МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ К ВЫПОЛНЕНИЮ КОНТРОЛЬНОЙ РАБОТЫ № 2.…...... 4.4 КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА № 2……………………………..……………………………………. 4.5 МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ К ВЫПОЛНЕНИЮ КОНТРОЛЬНОЙ РАБОТЫ № 3…..…. 4.6 КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА № 2…………………………..………………………………………. 5 СПИСОК РЕКОМЕНДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ………………..……………………………..….. | 3 4 4 6 44 45 45 56 62 73 79 91 93 |
Дата добавления: 2018-09-23; просмотров: 2671; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!