Методические указания к выполнению задания 3

 

Порядок подбора электродвигателя

 

1. Определить КПД ( ) привода, равный произведению частных КПД передач, входящих в кинематическую схему. КПД механических передач взять из таблицы 1.1 [4], а пары подшипников .

2. Определить требуемую мощность привода

где - мощность на рабочем валу.

3. По этой величине из таблицы П.1 [4] выбрать электродвигатель. При выборе скорости вращения двигателя ориентироваться на их рекомендуемые значения, приведенные на странице 7 [4]:

- скорость на рабочем валу; - передаточные отношения ступеней.

4. При необходимости провести разбивку передаточного отношения по ступеням привода и найти угловые скорости и вращающие моменты на валах.

 

Порядок проектного расчета закрытых цилиндрических зубчатых передач

 

1. Выбирают материал колес и назначают их термообработку и из таблицы 3.3 [4] выписывают твердость .

2. Определяют допускаемые напряжения:

(3.1)

Значения пределов выносливости при базовом числе циклов берутся из таблиц 3.2 и 3.9. Чаще всего

(3.2)

Коэффициенты безопасности берутся по рекомендациям на страницах 33 и 43÷44 [4].

Коэффициент долговечности

где - срок службы в часах.

3. Из расчета на контактную прочность определяют межосевое расстояние

(3.3)

где для прямозубых передач и - для косозубых передач;

- берут по рекомендациям на странице 33 и 36 [4];

коэффициент берут из таблицы 3.1. [4]

Далее округляют по ГОСТу (страница 36).

4. Выбирают модуль (нормальный или окружной) и округляют по ГОСТу (страница 36)

5. Определяют числа зубьев. Есть два пути:

а) задаются и находят

для косозубых передач находят угол b:

б) задаются (для косозубых) и находят

уточняют если расхождение больше 2,5%, то пересчитывают .

6. Определяют геометрические параметры колес (таблица 3.10) и длины зубьев:

7. Уточняют коэффициент нагрузки. Для этого определяют и назначают степень точности, затем по таблицам 3.4÷3.6 находят коэффициенты . Тогда

(3.4)

8. Проверяют передачу по контактным напряжениям

(3.5)

где для прямозубых и для косозубых передач.

9. Определяют окружную силу

10. Вычисляют отношения , (страница 42).

11. Для колеса, у которого это отношение меньше, делают проверку по напряжениям изгиба по формуле

(3.6)

где

Коэффициенты берутся из таблиц 3.7 и 3.8. Вычисление дано на странице 47.

Пример расчета прямозубых передач приведен на страницах 290-296 [4], а косозубых передач на страницах 332-336.

 

Особенности расчета конических зубчатых колес

 

1. Из расчета на контактную прочность определяют внешний делительный диаметр колеса

(3.7)

где

Значение округляется по ГОСТу (страница 49).

2. Внешний окружной модуль

3. Формулы для расчета геометрических параметров конических колес приведены в таблице 3.11.

4. Формула для проверочного расчета имеет вид

(3.8)

5. Проверка по напряжениям изгиба проводится по формуле

(3.9)

Пример расчета конических передач приведен на страницах 341÷344 [4].

 

Проектный расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи:

 

1. Выбрать материалы колес, их термообработку и найти допускаемые напряжения

2. Задаться и найти

3. По таблице на странице 42 [4] найти коэффициенты формы зуба

4. Найти отношения и дальнейший расчет вести для колеса, у которого оно меньше.

5. Определить коэффициент и по таблице 3.7 найти коэффициент .

6. Из условия прочности по изгибной выносливости определить модуль

(3.10)

Округляем его до ближайшего большего стандартного значения [4] (страница 36).

7. Определяем геометрические размеры колес (таблица 3.10).

 

Порядок проектного расчета закрытых червячных передач:

 

1. Выбирают материал червяка, колеса и способ литья.

2. По таблице 4.8 [4] находят основные допускаемые напряжения: (нереверсивные передачи), .

3. Вычисляют допускаемые напряжения

(3.11)

где

4. Задаются заходностью червяка по рекомендациям на странице 55 [4] и определяют

5. Задаются стандартным значением q:

q=8 или 10 при Нм;

q=12.5 или 16 при Нм.

6. Предварительно задавшись определяют коэффициент нагрузки

Здесь и определяют по таблицам 4.6 и 4.7. [4].

7. Из расчета на контактную прочность определяют межосевое расстояние

(3.12)

8. Определяют модуль и округляют его по ГОСТу (таблица 4.2).

9. Рассчитывают геометрические параметры передачи:

10. Вычисляют скорость скольжения

назначают степень точности и уточняют коэффициент (таблица 4.7). Уточняют коэффициент нагрузки.

11. Проверяют по контактным напряжениям

(3.13)

12. Проверяют зубья колеса по напряжениям изгиба

(3.14)

где берут из таблицы 4.5.

Примеры расчета червячных передач приведены на страницах 369÷372 и 386-389 [4].

 

Порядок проектного расчета открытых червячных передач:

 

1. При ручном приводе ( ) для колеса выбираем серый чугун в паре со стальным червяком . По таблице 4.8 и формуле (3.11) для реверсивной передачи определяем допускаемое напряжение изгиба . Для ручного привода .

2. Как для закрытых передач определяем параметры , , и коэффициент нагрузки (пункты 4,5,6).

3. Из условия прочности по изгибным напряжениям определяем модуль

(3.15)

Его округляем по ГОСТу (таблица 4.2).

4. Рассчитывают геометрические параметры передачи.

 

Проектный расчет плоскоременной передачи:

 

1. Исходя из условий работы, выбирают материал и тип ремня.

2. Определяют диаметр малого шкива по формуле

(3.16)

и округляют его по ГОСТу (страница 20 [4]). Здесь в ваттах.

3. Определяют диаметр большого шкива, задавшись e

(e=0,01 – прорезиненные, e=0,002 – кожаные ремни)

и округляют его по ГОСТу.

4. Уточняют передаточное отношение .

5. Определяют окружное усилие

6. Определяют геометрические параметры передачи:

- принимаем

- угол охвата малого шкива

- длина ремня

7. Определяют полезное сопротивление . По рекомендациям принимают (для кожаных и прорезиненных ремней – 0,025) и по таблице 6.1 [1] определяют .

8. Определяют допускаемое полезное сопротивление

(3.17)

Эти коэффициенты берутся из таблиц 6.2÷6.4 и рекомендациям на странице 95 [1].

9. Определяют расчетную площадь сечения ремня

(3.18)

Толщину согласуем с таблицей 6.5 [1] и принимаем . Ширину согласуем с таблицей 6.5 и принимаем . Должно быть

10. Определяем давление на вал

(3.19)

Примеры расчета плоскоременной передачи приведены в § 6.4 [1].

 

 

Проектный расчет клиноременной передачи:

 

1. В зависимости от и по номограмме (рисунок 7.3 [4]) выбирают тип ремня, а по таблице 7.7 [4] – размеры сечения: , , .

2. Определяют диаметр малого шкива

(3.20)

и округляют его по ГОСТу (страница 20 [4]).

3. Задавшисьe определяют диаметр большого шкива

и округляют его по ГОСТу. Уточняют передаточное отношение .

4. Определяют геометрические параметры передачи:

- принимая

- длина ремня округляем его по ГОСТу (таблица 7.7 [4]);

- определяем фактическое межосевое расстояние

- угол охвата малого шкива

5. По таблице 7.8 [4] определяют мощность, передаваемую одним ремнем -

6. По таблицам и указаниям на страницах 135, 136 [4] находят поправочные коэффициенты:

7. Определяют число ремней

(3.21)

8. Определяют предварительное натяжение ремня :

(3.22)

где даны на странице 136 [4].

9. Определяют силу давления на вал

(3.23)

Примеры расчета клиновых ремней приведены на страницах 330÷332 [4], а также в § 6.4 [1].

 

Проектный расчет цепной передачи:

 

1. Намечают тип цепи (роликовая однорядная) и его шаг . При выборе шага можно ориентироваться на таблицу 7.15 [4].

2. Определяют числа зубьев:

3. Находят расчетный коэффициент нагрузки

(3.24)

Частные коэффициенты берут по рекомендациям на страницах 149, 150 [4].

4. По таблице 7.18 определяют допускаемое давление в шарнирах [Р].

5. Из условия износостойкости определяют шаг цепи

(3.25)

Это значение округляют до стандартного (таблица 7.15 [4]). Должно быть . Если это условие не выполнено, то берут большее значение и расчет повторяют, начиная с пункта 4.

6. Проверяют цепь по допускаемой частоте вращения , которую берут из таблицы 7.17 [4]. Должно быть

7. С учетом выбранного шага уточняют по таблице 7.18 [4] и проверяют цепь по давлению в шарнирах:

(3.26)

берется из таблицы 7.15.

8. Определяют геометрические параметры передачи:

а)

б) принимаем

в) длина цепи в шагах

г) фактическое межосевое расстояние

9. Определяют давление на вал:

(3.27)

где (есть наклон цепи); определен в пункте 3; по таблице 7.15 [4].

Примеры расчета цепных передач приведены на страницах 151-154 и 298-301 [4].

 

Порядок расчета задачи 3

1. Кинематический расчет:

2. Задаться и по формуле (7.4) определить коэффициент нагрузки

3. По формуле (7.5) определить контактное напряжение.

4. Подобрать материалы колес:

- посчитать коэффициент долговечности

- задаться термообработкой и выбрать коэффициент безопасности

- из условия контактной прочности

найти наименьшее значение твердости

- по таблице 3.3 [4] выбрать материал.

Задание 4

 

Передачи винт – гайка, валы, подшипники, шпоночные и шлицевые соединения.

 

Недостающими конструкционными размерами и данными задаться самостоятельно на основании рекомендаций [1], глава 9, глава 11

 

1 Рассчитать винт и гайку параллельных тисков. Усилие, с которым следует производить прижатие детали, F. Усилие на рукоятке F_p=20дан, а длина рукоятки l=300мм. Материал винта сталь Ст. 4, а материал гайки чугун СЧ 15-32.

Данные для расчета	Варианты
F, кH	7,00	8,00	9,00	10,00	11,00	12,00	13,00	14,00	15,00	16,00
Профиль резьбы	Прямоугольный	трапецеидальный

 

2 Рассчитать винт и гайку клинчатого домкрата грузоподъемностью F, а также определить длину рукоятки l и общий КПД домкрата. Усилие рабочего на конце рукоятки F_p=200H. Угол наклона клиньев β. Материал винта сталь Ст. 4, а материал гайки чугун СЧ 15-32.

Величина	Варианты
F, кH
β, рад	π/12	π/9	π/12	π/9	π/12	π/9	π/12	π/9	π/12	π/9

3 Рассчитать винтовую пару и рукоятку пресса. Установить номер швеллера, который можно выгибать на прессе. Создаваемое прессом усилие F. Усилие двух рабочих, приложенное к концам рукоятки, F_p=20дан каждое. Длина винта l. Расстояние между опорами α. Материал винта сталь Ст. 5, а материал гайки чугун СЧ 18-36.

Данные для расчета	Варианты
F, кH	10,00	15,00	18,00	24,00	28,00	31,00	34,00	38,00	42,00	45,00
l, мм
a, мм
Профиль резьбы	Прямоугольный	трапецеидальный

 

4 Рассчитать винт и гайку механизма отводки. На гайку действует сила 2F. Материал винта сталь Ст. 4. Материал гайки чугун СЧ 15-32.

 

Данные для расчета	Варианты
2F, кH	6,00	7,00	8,00	9,00	9,50	10,00	11,00	12,00	13,00	14,00
Профиль резьбы	квадратный	трапецеидальный

 

5 Рассчитать винтовую стяжку, находящуюся под действием силы F. Определить размеры винта, гайки и рукоятки. К концам рукоятки приложено усилие двух рабочих по 400Н. Материал винта сталь Ст. 5, материал гайки чугун СЧ 18-36. Построить для винта эпюры растягивающих сил и крутящего момента.

 

Данные для расчета	Варианты
F, кH
Профиль резьбы	квадратный	упорный	трапецеидальный
Число заходов винта	двухзаходный	однозаходный	двухзаходный

 

6 Определить размеры винта и гайки стяжного соединения, находящегося по действием силы F, и размеры рукоятки. Усилие, приложенное к концам рукоятки, Р=20дан. Материал винта сталь Ст. 4., а материал гайки чугун СЧ 18-36

 

Данные для расчета	Варианты
F, кH
Профиль резьбы	квадратный	трапецеидальный	квадратный
Число заходов винта	однозаходный	двухзаходный

 

7 Рассчитать винт, гайку и размеры рукоятки домкрата с самотормозящейся передачей грузоподъемностью F и высотой подъема груза h. Усилие на рукоятке 200Н. Материал винта сталь Ст. 5. Построить для винта эпюры крутящего момента и сжимающих сил.

Данные для расчета	Варианты
F, кH
h, м	0,35	0,45	0,55	0,50	0,55	0,65	0,60	0,55	0,45	0,35
Материал гайки	Чугун СЧ 18-36	Чугун СЧ 21-40	Бронза Бр. ОУС6-6-3
Профиль резьбы	квадратный	трапецеидальный	упорный

 

8 Рассчитать винт и гайку съемника. Сила давления на винт F. Материал винта сталь Ст. 4. Материал гайки чугун СЧ 15-32. Определить длину рукоятки l, если усилие, приложенное на ее конце, 200Н. Построить для винта эпюры сжимающих сил и крутящего момента.

Данные для расчета	Варианты
F, кH
Профиль резьбы	трапецеидальный	Прямоугольный

9 Рассчитать винт, гайку, а также диаметр и длину рукоятки ручного домкрата. На винт действует сила F. Усилие на рукоятке F_p=200H. Материал винта сталь Ст. 5. Материал гайки чугун СЧ 15-32.

 

 

Данные для расчета	Варианты
F, кH
Профиль резьбы	прямоугольный	трапецеидальный

 

10 Рассчитать ведущий вал редуктора с прямозубыми цилиндрическими колесами. Подобрать шпонку, посредством которой шестерня (z₁=18, m=4,5 мм) соединена с валом, и подшипники качения для опор вала. Передаваемая валом мощность Р₁ при угловой скорости ω₁. Материал вала сталь 45, нормализованная. Расчетный срок службы передачи 10000ч. Нагрузка постоянная. Передача работает с легкими толчками.

Величина	Варианты
Р1, кВт
ω1, рад/с	27π	29π	30π	32π	33π	35π	37π	38π	40π	42π

 

11 Рассчитать ведомый вал одноступенчатого редуктора с цилиндрическими косозубыми колесами. Подобрать подшипники качения для опор вала и шпонку, соединяющую вал со ступицей колеса (z₂=40, m_н=5 мм). Угол наклона зубьев по делительному цилиндру β. Передаваемая валом мощность Р₂ при угловой скороти ω₂. Материал вала сталь 45, нормализованная. Расчетный срок службы передачи 10000 ч. Нагрузка постоянная.

 

 

Величина	Варианты
Р2, кВт
ω2, рад/с	3π	4π	4,5π	5π	5,5π	6π	6,5π	7π	7,5π	8,5π
β, рад	π/15	π/15,5	π/14,5	π/20	π/16,5	π/17	π/17,5	π/18,2	π/14,7	π/19

 

12 Рассчитать ведущий вал редуктора и прямобочное зубчатое (шлицевое) соединение вала с конической шестерней (z=26, m_ср=4,76 мм), а также подобрать подшипники качения для вала. Угол начального конуса шестерни φ_ш=π/4,35 рад. Передаваемая валом мощность и угловая скорость соответственно равны Р и ω. Материал вала сталь 45, нормализованная. Расчетный срок службы передачи 20000 ч. Передача работает с легкими толчками.

Величина	Варианты
Р, кВт	2,8	2,8	4,5	4,5	7,0	7,0
ω, рад/с	32,4π	31π	31,7π	48,5π	32π	49π	32,4π	48,5π	32,7π	48,7π

13 Рассчитать ведомый вал редуктора с прямозубыми коническими колесами. Подобрать шпонку, соединяющую коническое колесо (z₂=64, m_ср=4,76) с валом, и подшипники качения для опор вала. Половина угла начального конуса конического колеса φ_к=68°. Передаточное число редуктора U=2,3. Передаваемая ведущим валом мощность Р₂ при угловой скорости ω₂. Материал вала сталь 45. Расчетный срок службы передачи 5000ч. Нагрузка постоянная. Работа сопровождается вибрацией.

 

Величина	Варианты
Р2, кВт
ω2, рад/с	31,7π	48,5π	32π	49π	32π	48,5π	49π	32,3π	49π	31π

 

14 Рассчитать вал червячного колеса редуктора, подобрать подшипники качення для опор вала и шпонку, соединяющую ступицу колеса с валом. В зацеплении действуют: окружная сила колеса 840кН, окружная сила червяка 266кН и радиальная сила. Передаваемая червячным колесом мощность Р₂ при угловой скорости ω₂. Расчетный срок службы 8000ч. Нагрузка постоянная.

 

 

Величина	Варианты
Р2, кВт	4,5	5,5	6,0	6,5	7,0	8,0	9,5
ω2, рад/с	2,5π	3π	1,5π	1,8π	2π	2,6π	2,2π	3,0π	2,7π	3,2π

 

 

15 Рассчитать вал, на котором насажен шкив диаметром D=800 мм и прямозубое колесо с диаметром делительной окружности D_д2=310 мм. Подобрать подшипники качения для опор вала и шпонку, соединяющую вал со ступицей колеса. Суммарное натяжение от ветвей ремня 2,5F_ш, где F_ш - окружное усилие на шкиве. Ременная передача наклонена к вертикали под углом β=π/6рад. Вал передает мощность Р₂ при угловой скорости ω₂. Материал вала сталь 30, нормализованная. Расчетный срок службы передачи 10000ч. Нагрузка постоянная.

 

Величина	Варианты
Р2, кВт
ω2, рад/с	4π	4,7π	5,4π	6π	6,7π	7,4π	8π	8,7π	9,4π	10π

 

16 Рассчитать ведущий вал в редукторе с цилиндрическими прямозубыми колесами, подобрать шпонку, соединяющую ступицу с валом, и подшипники качения для опор вала. Окружное усилие шестерни 420кН. Кроме того, на конце вала в плоскости радиальной силы шестерни действует сила давления шкива ременной передачи 200кН. Передаваемая валом мощность Р₁, угловая скорость ω₁. Материал вала сталь 45, нормализованная. Расчетный срок службы 15000 ч. Нагрузка постоянная.

 

Величина	Варианты
Р1, кВт	5,5	6,5		7,5		9,5		11,5		14,5
ω1, рад/с	6,7π	8π	9,3π	10,7π	12π	12,7π	13,5π	14π	15π	15,4π

 

17 Рассчитать промежуточный вал цилиндрическо-конического редуктора и подобрать подшипники качения и призматическую шпонку, соединяющую ступицу колеса с валом. Материал вала сталь 40Х, улучшенная. Передаваемый валом крутящий момент Т_к при угловой скорости ω. Диаметр делительной окружности цилиндрического колеса d_дк=300мм, средний диаметр делительного конуса конической шестерни d_дс=111мм. Угол начального конуса шестерни φ_ш=π/4,7 рад. Расчетный срок службы редуктора 5000 ч. Нагрузка спокойная.

 

 

Величина	Варианты
Тк, кН	0,8	0,9		1,1	1,2	1,3	1,4	1,5	1,6	1,7
ω, рад/с	2π	2,3π	2,7π	3π	3,3π	3,7π	4π	4,3π	4,7π	5π

 

18 Рассчитать промежуточный вал коническо-цилиндрического редуктора. Подобрать шпонку, соединяющую колесо с валом, и подшипники качения для опор вала. Средний диаметр конического колеса d_дср=250 мм. Окружное усилие колеса F_t2 а шестерни F_t3. Половина угла начального конуса конического колеса φ₂=π/2,5рад. Угловая скорость вала ω₂. Расчетный срок службы передачи 5000 ч. Нагрузка постоянная. Передача работает с легкими толчками.

Величина	Варианты
Ft2, кН	1,8		2,4	2,6	2,8	3,1	3,3	3,5	3,7	3,9
Ft3, кН		3,2	3,4	3,6		4,4	4,8	5,4	5,5	5,8
ω2, рад/с	16π	16,5π	17π	17,5π	18π	18,5π	15,5π	16π	17π	15π