28

Министерство образования и науки

Федеральное государственное бюджетное

образовательное учреждение

высшего профессионального образования

Воронежский государственный университет

Кафедра ядерной физики

Детали машин и основы конструирования

методические указания к практическим работам

для студентов специальности –

Воронеж 2012

УДК 621.01

Ткачев В.В Детали машин и основы конструирования: методические указания к практическим работам для студентов специальности /Ткачев В.В., Вахнина Г.Н.. - Воронеж: ВГЛТА, 2012. - 28 с.

Введение

Целью практических работ по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» является закрепление полученных теоретических знаний и применение их при проведении конкретных расчетов передач и узлов общего назначения.

Расчет необходимо производить с соблюдением следующей методики:

- внимательно прочитать условие задачи или задания;

- определиться с тем, какие исходные величины или параметры даны, что они собой представляют;

- выяснить какие параметры или величины требуется рассчитать, а какие выбрать из справочных материалов;

- понять, какие дополнительные исходные данные можно получить из справочных материалов;

- большое внимание обращать на единицы измерения всех величин, фигурирующих в задаче или задании;

- понять алгоритм решения данной задачи (при необходимости построить схему или проанализировать формулы, используемые при решении);

Темы занятий предполагают выполнение заданий, согласно варианту.

Решение каждого задания оформляются студентом в его тетради для практических занятий.

При необходимости получения дополнительных сведений или значений каких-либо величин студент может использовать литературные источники, указанные в квадратных скобках под номером согласно библиографическому списку.

Тема № 1. Расчет ременной передачи [1, 2, 3, 4]

Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шкива и охватывающего их бесконечного ремня. Передача движения осуществляется за счет сил трения, возникающих между ремнем и шкивами.

Задание 1. Определить частоту вращения ведущего n₁, об/мин и ведомого n₂, об/мин шкивов, зная их угловые скорости (табл. 1.1):

,

Таблица 1.1

Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
ω 2, рад/с	60	95	55	40	70	50	65	115	45	75
ω 1, рад/с	130	140	120	155	170	160	185	175	110	190

Задание 2. По заданным и рассчитанным значениям величин из предыдущего задания вычислить передаточное отношение ременной передачи:

Из табл. 1.2 выбрать тип сечения ремня и его параметры: А, м² – площадь сечения ремня; q, кг/м – масса 1 м ремня; l_р, мм – расчетная длина ремня по нейтральному слою; h, мм – высота профиля в сечении ремня; b₀, мм – максимальная ширина сечения ремня; b_р, мм – ширина сечения в нейтральном слое; d_min, мм – минимальный диаметр ведущего шкива.

Таблица 1.2

Сечение ремня	h, мм	b0, мм	bр, мм	lр, мм min – max	dmin, мм	А, м2	q, кг/м
О	6	10	8,5	400 – 2500	63	47 · 10-6	0,06
А	8	13	11	560 – 4000	90	81 · 10-6	0,10
Б	10,5	17	14	800 – 6300	125	138 · 10-6	0,18
В	13,5	22	19	1800-9000	200	230 · 10-6	0,26
Г	19	32	27	3350-11200	315	476 · 10-6	0,34

Задание 3. Рассчитать скорость движения ремня V, м/с, и в зависимости от ее величины убедиться в правильности выбора типа сечения ремня по табл. 1.3:

,

где d₁ – диаметр ведущего шкива, мм (см. табл. 1.2).

Таблица 1.3

Сечение ремня	Скорость ремня, м/с
	До 5 м/с	5 – 10 м/с	Свыше 10 м/с
О	*	*	*
А	*	*	*
Б	*	*	*
В	-	*	*
Г	-	*	*

Задание 4. Рассчитать диаметр ведомого шкива d₂, мм, учитывая найденное в задании 2 передаточное отношение и величину выбранного диаметра ведущего шкива по табл. 1.2:

Задание 5. Найти по формуле расчетную длину ремня L_р, мм. Задаться межосевым расстоянием а, мм, учитывая следующие рекомендации:

i…	1	2	3	4	5	6
а, мм…	1,5 d2	1,2 d2	d2	0,95 d2	0,9 d2	0,85 d2

Принять длину ремня, согласно стандартному ряду: 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 4500, 5000, 6000 мм.

Задание 6. Определить расчетную мощность Р_р, кВт, передаваемую одним ремнем. Значения необходимых величин выбрать из табл. 1.4.

,

где Р₀ – номинальная мощность, передаваемая одним ремнем, кВт;

С_α – коэффициент угла обхвата выбирается в зависимости от угла обхвата ремнем малого шкива ;

С_р – коэффициент режима нагрузки выбирается в зависимости от условий работы передачи;

С_і – коэффициент передаточного отношения;

С_L – коэффициент длины ремня выбирается в зависимости от величины длины ремня.

О, А, Б, В, Г – сечения ремня.

Таблица 1.4

Р0, кВт	О	1,3	1,33		1,35	1,37		1,38		1,4	1,5		1,5	1,55		1,6
	А	2,0	2,1		2,8	3,0		3,1		3,2	3,35		3,7	4,2		4,5
	Б	3,15	3,45		3,65	3,85		4,2		4,4	4,6		4,8	5,0		5,2
	В	5,0	5,5		6,0	6,2		6,5		6,8	7,2		7,5	8,5		8,7
	Г	18,0	20,0		22,5	24,5		26,5		-	-		-	-		-
n1, об/мин		500	700		900	1000		1100		1300	1400		1500	1700		1900
Ср		1,1	1,1		1,2	1,2		1,3		1,3	1,4		1,4	1,5		1,5
Сα	0,98	0,95	0,92		0,89	0,86		0,82		0,78	0,73		0,68	0,62		0,56
α1 , град	170	160	150		140	130		120		110	100		90	80		70
Сі		1,07	1,09		1,1	1,12		1,25		1,13	1,135		1,14	1,14		1,14
i		1,2	1,4		1,6	1,8		2,0		2,2	2,4		2,6	2,8		3,0
СL	О	0,82		1,09			1,3		-			-			-
	А	0,88		1,45			1,13		1,18			-			-
	Б	0,83		0,98			1,07		1,12			1,19			1,22
	В	0,81		0,95			0,99		1,05			1,16			1,19
	Г	0,78		0,90			0,94		0,99			1,12			1,13
Lр, м		1		2			3		4			5			6

Задание 7. Вычислить число ремней в клиноременной передаче z, используя значение мощности Р, кВт электродвигателя (табл. 1.5), от которого передается вращение, и выбрав величины: Р₀, кВт - мощности, передаваемой одним ремнем; Сα – коэффициента угла обхвата; С_р - коэффициента режима нагрузки из табл. 1.4.

Таблица 1.5

n1, об/мин	900	1100	1300	1500	1700	1900
Р, кВт	6,8	7,6	8,2	8,5	9,2	9,5

Полученное значение числа ремней округлить до целого числа.

Задание 8. Определить усилие F, Н , действующее на вал в ременной передаче:

,

где δ₀ = 1,8 МПа – напряжение для одного ремня;

А – площадь поперечного сечения ремня, м² (из табл. 1.2);

α₁ - угол обхвата ремнем ведущего шкива, град.

При уменьшении скорости возрастают сечение ремня и габариты, поэтому при проектировании ременной передачи в механическом приводе нецелесообразно размещать ее после редуктора.

Тема № 2. Расчет цепной передачи [1, 2, 3, 4]

Цепная передача состоит из ведущей и ведомой звездочек и надетой на них бесконечной цепи. Передача движения осуществляется за счет зацепления зубьев звездочек с шарнирами цепи.

Задание 1. Определить частоты вращения ведущей n₁, об/мин, и ведомой звездочек n₂, об/мин, используя их угловые скорости из табл. 2.1.

;

Таблица 2.1

Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
ω 2, рад/с	40	50	30	42	70	35	28	50	40	30
ω 1, рад/с	101	96	105	99	114	108	115	127	132	136

Задание 2. Приняв минимально возможное значение числа ведущей звездочки z₁, рассчитать число зубьев ведомой звездочки, предварительно вычислив передаточное число і, зная частоту вращения звездочек.

i…	1-2	2-3	3-4	4-5	5-6	более 6
Z1…	30-27	27-25	25-23	23-21	21-17	17-15

Задание 3. Выбрать тип цепи и задаться ее параметрами (табл. 2.2): р_ц, мм – шаг цепи; d, мм – диаметр валика; В, мм – длина втулки; [Р_р], кВт – допускаемая мощность; [u], 1/сек – допускаемое число ударов цепи.

Таблица 2.2

Приводные роликовые цепи типа ПР из ГОСТ 13568-75	Допус- каемое число ударов [u], 1/сек	рц, мм	d, мм	В, мм	[Рр], кВт, при n1, об/мин
					800	1000	1200	1600
ПР-12,7 – 9000 – 2	60	12,7	3,66	5,80	2,06	2,42	2,72	3,20
ПР-12,7 – 18000 – 1	60	12,7	4,45	8,90	3,86	4,52	5,06	5,95
ПР-15,875 – 23000 – 1	50	15,875	5,08	10,11	6,26	7,34	8,22	9,65
ПР-19,05 – 32000	35	19,05	5,96	17,75	13,5	15,3	16,9	19,3
ПР-25,4 – 56700	30	25,4	7,95	22,61	30,7	34,7	38,3	43,8

Задание 4. Рассчитать среднюю скорость цепи V, м/с:

Задание 5. Определить расчетную мощность Р_р, кВт для проектируемой цепной передачи п о формуле:

где Р – заданная мощность цепи в условиях работы, кВт;

К_э = К_ДК_аК_нК_регК_сК_реж – коэффициент эксплуатации;

К_z = z₀₁/z₁ – коэффициент числа зубьев;

К_n = n₀₁/n₁ – коэффициент частоты вращения;

[Р_р] – допускаемая мощность из табл. 2.2, кВт.

z₀₁ = 25 – стандартное значение числа зубьев меньшей звездочки;

z₁ – число зубьев ведущей звездочки;

n₀₁ – ближайшая к расчетной частота вращения ведущей звездочки из ряда: 50, 200, 400, 600, 800, 1000, 1200, 1600 об/мин.;

n₁ – частота вращения ведущей звездочки, об/мин.;

К_Д – коэффициент динамической нагрузки из табл. 2.3;

К_а – коэффициент межосевого расстояния или длины цепи

из табл. 3;

К_н – коэффициент наклона передачи к горизонту из табл. 2.3;

К_рег – коэффициент способа регулировки натяжения цепи

из табл. 2.3;

К_с – коэффициент смазки и загрязнения передачи из табл.2.3;

К_реж – коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течение суток из табл. 2.3.

Таблица 2.3

Условия работы		Значения Коэффициентов
Нагрузка равномерная Нагрузка переменная		КД ≈ 1 КД ≈ 1,2-1,5
а = (30-50)рц а ≤ 25рц а ≥ (60-80)рц		Ка = 1 Ка = 1,25 Ка = 0,8
Линия центров звездочек наклонена к горизонту: до 60° больше 60°		Кн ≈ 1 Кн ≈ 1,25
Положение оси регулируется: одной из звездочек нажимными роликами не регулируется		Крег = 1 Крег = 1,1 Крег = 1,25
Производство: без пыли запыленное	Смазка: I – хорошая II – удовлетворительная II – удовлетворительная	Кс ≈ 0,8 Кс ≈ 1 Кс ≈ 1,3
Односменное производство Двухсменное производство Трехсменное производство		Креж = 1 Креж = 1,25 Креж = 1,45

Задание 6. Найти длину цепи L, мм, которая представляет собой произведение длины цепи, выраженной в шагах или числом звеньев цепи L_р, и шага цепи р_ц, мм:

Задание 7. Рассчитать уточненное межосевое расстояние цепной передачи:

·

Для обеспечения провисания цепи уменьшить значение межосевого расстояния на величину: ∆а = 0,003а.

Задание 8. Вычислить делительные диаметры ведущей звездочки d₁, мм, и ведомой звездочки d₂, мм, по формулам:

d₁ = р_ц/sin(180°/z₁); d₂ = р_ц/sin(180°/z₂)

Задание 9. Вычислить наружные диаметры звездочек:

Задание 10. Проверка цепи по числу ударов в секунду u, 1/сек, которое для обеспечения долговечности цепи не должно превышать допускаемого [u], 1/сек (из табл. 2.2):

Задание 11. Определить окружное усилие F_t, Н по формуле:

.

Нерационально применять цепные передачи при резких колебаниях нагрузки, так как при этом остаточные деформации цепи (увеличение ее шага по сравнению с шагом зубьев звездочек) и значительный износ шарниров возникают уже при кратковременной ее эксплуатации.

Тема № 3. Расчет зубчатой цилиндрической передачи [1, 2, 3, 4]

Зубчатая передача состоит из двух колес с зубьями, посредством которых они сцепляются между собой. Меньшее из пары зубчатых колес называется шестерней, а большее - колесом.

Закрытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба.

Расчет по контактным напряжениям должен обеспечить отсутствие усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.

Расчет по напряжениям изгиба служит для того, чтобы обеспечить достаточную усталостную прочность зубьев на изгиб.

Задание 1. Выбрать материал зубчатых цилиндрических колес, твердость НВ и вид термической обработки ТО (табл. 3.1): σ_т, МПа – предел текучести материала колес; σ_В, МПа – предел прочности материала колес; [σ]_Нlim, МПа – предел контактной выносливости; [σ]_Flim, МПа – предел выносливости по изгибу; (1) – для шестерни; (2) – для колеса.

Таблица 3.1

Марка стали	ТО	НВ или НRС	σт, МПа	σВ, МПа	[σ]Нlim, МПа	[σ]Flim, МПа
45	Улучшение	235-262(2) 269-302(1)	540 650	700 850	1,8НВср + 67	1,75НВср
40Х	Улучшение	235-262(2) 269-302(1)	640 750	850 950	2НВср + 70	1,75НВср
40ХН	Улучшение	235-262(2) 269-302(1)	630 750	850 950	2,5НВср + 170	370
20Х	Цементация и закалка	НRС 56-63	800	1000	19НRСср	480

Задание 2. Рассчитать допускаемые контактные напряжения для шестерни [σ]_Н1, МПа и для колеса [σ]_Н2, МПа по формуле:

,

где [σ]_Нlim – предел контактной выносливости для шестерни и для колеса по формулам из табл. 3.1, МПа;

Z_N – коэффициент долговечности рассчитывается из отношения числа циклов к ресурсу передачи в числах циклов перемен напряжений, принять равным 1,0;

Z_R – коэффициент влияния шероховатости, принять равным 0,95;

Z_V – коэффициент влияния окружной скорости, принять равным 1,08;

S_H – коэффициент запаса прочности, принять равным 1,5 – для улучшения; 1,8 – для цементации и закалки.

Задание 3. Рассчитать допускаемые напряжения по изгибу для шестерни [σ]_F1, МПа и для колеса [σ]_F2, МПа по формуле:

,

где [σ]_Flim – предел выносливости по изгибу для шестерни и для колес определяется по формулам из табл. 3.1, МПа;

Y_N – коэффициент долговечности рассчитывается из отношения числа циклов к ресурсу передачи, принять равным 1,0;

Y_R – коэффициент влияния шероховатости, принять равным 1,0;

Y_А – коэффициент влияния двустороннего приложения нагрузки, принять равным 1,0;

S_F – коэффициент запаса прочности, принять равным 1,7.

Задание 4. Вычислить межосевое расстояние согласно данным своего варианта из табл. 3.2: Т₁, Нм – вращающий момент на шестерне; n₁, об/мин – частота вращения шестерни; u – передаточное число зубчатой передачи; L_h, час – время работы передачи (ресурс).

Таблица 3.2

Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Т1, Нм	45	60	50	55	65	40	48	62	53	42
n1, об/мин	900	1220	1150	1040	1400	850	960	1000	1200	980
U	5	4	4,5	3,5	5	4,5	3,5	4	5	3,5
Lh· 103, Час	23,5	30,0	25,5	21,0	24,7	25,0	28,2	26,4	27,0	22,7

,

где К_а = 410 МПа^1/3 – коэффициент для косозубых передач;

[σ_Н] – меньшее из допускаемых контактных напряжений, МПа;

ψ_ва – коэффициент ширины выбирается из стандартного ряда в зависимости от расположения колес относительно опор, принять равным 0,315;

К_Н = К_HβК_HvК_Hα – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность рассчитывается как произведение коэффициента, учитывающего неравномерность распределения нагрузки К_Нβ (принять равным 1,05), коэффициента, учитывающего внутреннюю динамику нагрузки К_Нv (принять равным 1,06), и коэффициента распределения нагрузки между зубьями К_Нα (принять равным 1,35).

Округлить полученное значение межосевого расстояния до ближайшего большего стандартного числа: 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315 мм.

Задание 5. Найти предварительные значения основных размеров колеса:

- делительный диаметр - , мм;

- ширина колеса - b₂ = ψ_ваа_w, мм, полученное значение ширины колеса округлить до ближайшего из стандартного ряда (мм): 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130, 140, 150.

Задание 6. Вычислить модуль зацепления m, мм, по формуле:

,

где К_m= 5,8 – коэффициент для косозубых колес;

[σ_F] – меньшее из допускаемых напряжений по изгибу, МПа;

Т_Е2 ≈ Т₂ = Т₁uη – эквивалентный момент на колесе, принять приближенно равным вращающемуся моменту на колесе, Нм,

η – коэффициент полезного действия, принять равным 0,96-0,98.

Округлить полученное значение модуля передачи в большую сторону до стандартной величины из ряда чисел (ряд 1 предпочтительнее ряда 2):

Ряд 1, мм – 1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10.

Ряд 2, мм – 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9.

Задание 7. Вычислить действительный угол наклона зуба косозубой передачи β, град.:

,

где z_s = – округленное в меньшую сторону до целого числа значение суммарного числа зубьев;

β_min = arcsin( ) – минимальный угол наклона зубьев косозубых колес, град.

Задание 8. Найти число зубьев шестерни z₁ и число зубьев колеса z₂:

,

Задание 9. Определить диаметры шестерни и колеса:

- делительный диаметр шестерни – , мм;

- делительный диаметр колеса – , мм;

- диаметр вершин зубьев - , мм;

- диаметр впадин зубьев - ·m, мм.

Задание 10. Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям. Расчетное контактное напряжение в зубьях колеса σ_Η2, МПа:

,

где z_σ = 8400 МПа^1/2 – коэффициент для косозубых передач;

а_w – межосевое расстояние, мм;

К_Н – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность;

Т₁ – вращающий момент на шестерне, Нм;

b₂ – ширина колеса, мм;

u_ф = z₂/z₁ – фактическое передаточное число.

Задание 11. Вычислить силы в зацеплении:

- окружная сила – , Н;

- радиальная сила – , Н; α = 20° - стандартный угол;

- осевая сила – , Н.

Задание 12. Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса σ_F2, МПа:

,

где К_F – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба;

F_t – окружная сила, Н;

m – модуль передачи, мм;

Y_FS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба выбирается из табл. 3.3 в зависимости от величины: ;

– коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче;

Y_ε2 = 0,65 – коэффициент для косозубой передачи.

Таблица 3.3

zv	17	20	25	30	40	50	60	80	100
YFS	4,27	4,07	3,90	3,80	3,70	3,65	3,63	3,61	3,60

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни σ_F1, МПа:

,

где Y_FS1 – коэффициент, учитывающий форму зуба выбирается из табл. 3.3 в зависимости от величины: .

Расчетной является такая воображаемая постоянная нагрузка, передаваемая без динамических воздействий на зубья при условии равномерного распределения усилий по их длине, которая по эффекту своего воздействия на зубья эквивалентна фактически передаваемой нагрузке с учетом факторов, нарушающих предпосылки, принятые при выводе расчетных формул. Коэффициент нагрузки К, фигурирующий в формулах, для вычисления расчетной нагрузки, учитывает влияние этих факторов.

Тема № 4. Расчет червячной передачи [1, 2, 3, 4]

Червячная передача состоит из червяка и червячного колеса. Червяк представляет собой винт с трапецеидальной резьбой, а червячное колесо – зубчатое колесо с зубьями дуговой формы. Передача позволяет передавать движение между валами, геометрические оси которых перекрещиваются (как правило, под 90⁰).

Задание 1. Выбрать материал червячного колеса и червяка (z₁ – число заходов червяка, выбирается в зависимости от передаточного числа) из табл. 4.1 в зависимости от величины окружной скорости V_ск, м/с, которую рассчитать по формуле:

,

где n₂ – частота вращения червячного колеса из табл. 4.2, об/мин;

u – передаточное число червячной передачи из табл. 4.2;

Т₂ – вращающий момент на червячном колесе из табл. 4.2, Нм.

С увеличением числа заходов червяка возрастает угол подъема винтовой линии и, как следствие, повышается коэффициент полезного действия (КПД) передачи.

Таблица 4.1

Группа	Материал	Окружная скорость
I	Оловянные бронзы	Vск > 5 м/с
II	Безоловянные бронзы и латуни	Vск = 2-5 м/с
III	Мягкие серые чугуны	Vск < 2 м/с

Таблица 4.2

Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
n2, об/мин	48	50	35	40	52	30	45	33	55	42
U	12	15	12	18	15	20	18	15	12	18
Т2, Нм	720	800	700	820	750	780	815	740	850	710
z1	1	2	1	2	2	2	2	2	1	2

Задание 2. Вычислить допускаемые контактные напряжения согласно выбранной группе материалов оп данным табл. 4.3: σ_В, МПа – предел прочности материала; σ_Т, МПа – предел текучести материала; [σ_Н], Мпа – допускаемое контактное напряжение; [σ_F], МПа – допускаемое напряжение по изгибу; С_υ – коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания материала, выбирается в зависимости от величины скорости скольжения:

Vск, м/с…	5	6	7	≥8
Сυ …	0,95	0,88	0,83	0,8

Таблица 4.3

Группа	Материал	σВ, МПа	σТ, МПа	[σН], Мпа	[σF], МПа
I	БрОФ 10-1 Vск ≤ 12 м/с	275 230	200 140	Сυ0,9σВ	0,25 σВ + 0,08 σТ
	БрОЦН 5-5-5 Vск ≤ 8 м/с	200 145	90 80	Сυ0,7σВ	0,25 σВ + 0,08 σТ
II	БрАЖН 10-4-4 Vск ≤ 5 м/с	700 650	460 430	300 – 25Vск	0,25 σВ + 0,08 σТ
	БрАЖ 9-4 Vск ≤ 5 м/с	530 500	245 230	300 – 25Vск	0,25 σВ + 0,08 σТ
III	СЧ18 Vск ≤ 2 м/с	355	-	200 - 35 Vск	0,22 σВ

Задание 3. Найти межосевое расстояние червячной передачи а_w, мм, по формуле:

,

где К_а = 610 – коэффициент для эвольвентных червяков;

К_Нβ – коэффициент концентрации нагрузки, принять равным 1.

Округлить полученное значение межосевого расстояния в большую сторону до стандартного числа из ряда: 80, 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280 мм.

Задание 4. Вычислить основные параметры червячной передачи:

- число зубьев колеса - ;

- модуль передачи – , мм; полученное значение модуля округлить до ближайшего из стандартного ряда:

m, мм……….2,5; 3,15; 4; 5…………6,3; 8; 10; 12,5…………….16;

q…………..8; 10; 12,5; 16; 20…...8; 10; 12,5; 14; 16; 20……8; 10; 12,5; 16;

- коэффициент диаметра червяка – ;

- коэффициент смещения – ;

- угол подъема линии витка червяка:

на делительном диаметре – , град.;

на начальном цилиндре , град.;

- фактическое передаточное число – .

Задание 5. Определить геометрические размеры червяка и червячного колеса:

- делительный диаметр червяка – , мм;

- диаметр вершин витков червяка – , мм;

- диаметр впадин витков червяка - , мм;

- начальный диаметр червяка - , мм;

- длина нарезанной части червяка – , мм; т.к. червяки шлифуют, то длину нарезанной части увеличить на 25 мм;

- делительный диаметр червячного колеса – , мм;

- диаметр вершин зубьев червячного колеса – , мм;

- диаметр впадин зубьев червячного колеса - , мм;

- ширина венца червячного колеса – , мм; при z₁ = 1 или 2.

Задание 6. Найти расчетное контактное напряжение в зубьях червячного колеса (они имеют меньшую поверхностную и общую прочность) по формуле:

,

где z_σ = 5350 – коэффициент для эвольвентных червяков;

К – коэффициент нагрузки, принять равным 1;

Задание 7. Рассчитать коэффициент полезного действия (КПД) червячной передачи с учетом потерь в зацеплении, в опорах валов передачи, при разбрызгивании и перемешивании масла:

,

где ρ – приведенный угол трения, принять равным 1°50'.

Задание 8. Вычислить силы в зацеплении:

- окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке –

, Н;

- окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе –

, Н;

- радиальная сила – , Н; .

Задание 9. Найти расчетное напряжение изгиба зубьев червячного колеса по формуле:

,

где К – коэффициент нагрузки, принять равным 1;

Y_F2 - коэффициент формы зуба колеса выбирается в зависимости от величины: :

zv2…	28	30	32	35	37	40	45	50	60	80	100
YF2…	1,80	1,76	1,71	1,64	1,61	1,55	1,48	1,45	1,40	1,34	1,30

Задание 10. Тепловой расчет. Вычислить температуру нагрева масла при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:

,

где – мощность на червяке, Вт;

Вт/(м²·°С) – коэффициент теплоотдачи для чугунных корпусов при естественном охлаждении;

– коэффициент, учитывающий отвод тепла в металлическую плиту или раму;

А – площадь поверхности охлаждения корпуса, равная поверхности всех его стенок, кроме поверхности дна, которой он крепится к раме или плите, выбирается в зависимости от величины межосевого расстояния, м²:

аw,мм…	80	100	125	140	160	180	200	225	250	280
А, м2…	0,16	0,24	0,35	0,42	0,53	0,65	0,78	0,95	1,14	1,34

– максимальная допустимая температура нагрева масла.

Тема № 5. Расчет валов [1, 2, 3, 4]

Валом называется деталь, предназначенная для поддержания установленных на ней других деталей, а также для передачи крутящего момента.

Расчет валов проводят в два этапа: первый этап – предварительный расчет вала, который выполняют после определения основных размеров проектируемой передачи для предварительного выбора диаметров вала в местах посадки полумуфт, подшипников, зубчатых колес и т. п.; второй этап - уточненный расчет, выполняемый на основе окончательно разработанной конструкции проектируемого объекта, с целью определения действительного коэффициента запаса прочности для опасного сечения вала.

Задание 1. Выписать исходные данные для расчета быстроходного вала редуктора из табл. 5.1 согласно варианта: n₁, об/мин – частота вращения шестерни; m, мм – модуль зацепления; z₁ – число зубьев шестерни; Р, кВт – мощность на валу; α = 20° - стандартный угол зацепления; β, град – угол наклона зуба шестерни; l₁, l₂, l₃, мм – длины участков между центрами деталей на валу; Q_р, Н – сила, действующая на валу от ременной передачи; Q_ц, Н – сила, действующая на валу от цепной передачи.

Таблица 5.1

Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
n1, об/мин	300	320	340	360	310	330	350	370	380	390
m, мм	2,5	3,0	3,5	2,5	3,0	3,5	2,5	3,0	3,5	2,5
z1	24	26	28	30	24	26	28	30	32	26
Р, кВт	2,8	3,2	4,0	3,6	4,2	2,8	3,8	3,6	4,0	4,2
β, град	8	10	8	10	8	10	8	10	8	10
l1, мм	45	50	55	45	50	55	45	50	55	45
l2, мм	50	60	45	50	60	45	50	60	45	50
l3, мм	75	70	75	70	75	70	75	70	75	70
Qр, Н	+	-	+	-	+	-	+	-	+	-
Qц, Н	-	+	-	+	-	+	-	+	-	+

Задание 2. Вычислить значения сил, действующих от ременной или цепной передач на валу (расчет проводить по данным, полученным в темах 1 и 2).

1. Величина суммарного усилия Q_р, Н, от клиноременной передачи при угле обхвата ведущего шкива α₁ ≥ 150° определяется:

,

где – усилие предварительного натяжения ремней, Н;

МПа – напряжение от предварительного натяжения ремней;

– суммарная площадь поперечных сечений ремней, м²;

z – число ремней;

А₁ – площадь поперечного сечения ремня, м²;

α₁ - угол обхвата ведущего шкива, град.

Направление суммарного усилия можно принимать по линии, соединяющей центры шкивов.

2. Величина суммарного усилия Q_ц, Н, от цепной передачи:

,

где F_t – окружное усилие, Н;

а – межосевое расстояние, м;

q – вес 1 м цепи, кг;

К_н – коэффициент наклона передачи к горизонту.

Направление суммарного усилия можно принимать по линии, соединяющей центры звездочек.

Задание 3. Определить величину вращающего момента Т₁, Нм, на валу и силы, действующие в косозубом зацеплении, по формулам:

Т₁ = 9550 Р/п;

- окружная сила на шестерне – , Н;

- радиальная сила на шестерне – , Н;

- осевая сила на шестерне – , Н.

Задание 4. Рассчитать реакции опор R, Н, (подшипников качения) в горизонтальной и вертикальной плоскостях, с учетом действующих в этих плоскостях сил по схеме проектируемого вала:

Задание 5. Вычислить изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях на выбранных отрезках:

,

где х = [0, l] м

Построить эпюры изгибающих моментов.

Задание 6. Определить суммарные реакции опор R_Σ, Н:

, ,

где R_Ах и R_Аy – реакции подшипника А в горизонтальной и вертикальной плоскостях, Н;

R_Вх и R_Вy – реакция подшипника В в горизонтальной и вертикальной плоскостях, Н.

Задание 7. Рассчитать суммарный изгибающий момент М_изг, Нм:

где М_{х max} – наибольший изгибающий момент в горизонтальной плоскости (в опасном сечении), Нм;

М_{y max} – наибольший изгибающий момент в вертикальной плоскости (в опасном сечении), Нм.

Задание 8. Определить эквивалентный момент М_экв, Нм, по формуле:

Задание 9. В предварительном расчете требуемый диаметр вала d, мм, в опасном сечении рассчитывают по формуле:

,

где М_экв – эквивалентный крутящий момент, Нмм;

[τ]_к = 30-40 МПа - допускаемое напряжение на кручение.

Остальные диаметры вала назначают по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипников качения, зубчатых колес и т. д.

Задание 10. По полученным и заданным размерам выполнить эскиз вала.

В уточненном расчете определяют общий коэффициент запаса прочности n, который не должен быть меньше допускаемого [n], т. е.: n ≥ [n] = 2,5.

Общий коэффициент запаса прочности вычисляют из равенства:

,

где n_σ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

n_τ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.