Посібник

 

 

 

 

На тему: «Проектування приводу і дослідження механізмів

нагнітальної поршневої машини»

 

а)                                                                               б)

Рис.1 – Механізм нагнітальної поршневої машини: а)важільний механізм; б) графік добового навантаження; в) привод механізму.

Вихідні дані варіант №01

Найменування параметрів	Позн.	Розмірність	Числові значення
Частота обертання кривошипа	n1	об/хв	35
Передаточне відношення планетарного механізму	U3H	–	4,50
Обертовий момент на ІV валу	ТІV	Н∙м	265
Довговічність приводу	–	років	5
Координати опор	LOА	мм	95
	LАС	мм	332
	LAS2	мм	116

 

Завдання до курсового проекту

1. Розрахунково-пояснювальна записка

1розділ. Кінематичний аналіз важільних механізмів

2 розділ.  Розрахунок та проектування приводу

2. Графічна частина курсового проекту

1аркуш (формат А1 або А2):

• побудова структурної схеми механізму для 8 положень;
• побудова планів швидкостей всіх ланок механізму для 8 положень;
• побудова планів прискорень всіх ланок механізму для 8 положень.

2аркуш (формат А1 або А2):

• побудова діаграми траекторіїї руху вихідної ланки;
• побудова діаграми швидкості руху вихідної ланки;
• побудова діаграми прискорення руху вихідної ланки.

Керівник: д.т.н, проф. Паламарчук І.П._____________

Завдання отримав: ст. гр._____________________________

 

ЗМІСТ

ВСТУП
РОЗДІЛ 1 КІНЕМАТИЧНЕ ДОСЛІДЖЕННЯ КРИВОШИПНО-ПОВЗУННОГО МЕХАНІЗМУ
1.1. Структурний аналіз механізму…………………………………
1.2. Побудова планів положень механізму………………………..
1.3. Побудова планів швидкостей точок і ланок………………….. 1.4. Побудова планів швидкостей точок і ланок……………………
1.5. Побудова діаграм переміщень………………………………….
РОЗДІЛ 2 РОЗРАХУНОК ТА ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДА
2.1 Кінематичний розрахунок та вибір електродвигуна…………
2.2 Розрахунок відкритої зубчастої передачі……………………..
2.3 Геометричний синтез планетарного редуктора……………….
ВИСНОВКИ………………………………………………………………..
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ…………………………………………………..
ДОДАТКИ……………………………………………………………. Додаток А (аркуш 1 графічної часини проекту у форматі А4).. Додаток Б (аркуш 2 графічної часини проекту у форматі А4)..

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВСТУП

Одним з найпоширеніших дій, які виконують з металом, є так зване штампування. По суті, штампуванням можна назвати будь-яку деформацію матеріалу, яка в результаті надає потрібну форму виробу, або вибиває на ньому необхідний рельєф. Всі ці операції відбуваються виключно за допомогою використання у виробництві такого обладнання, як штампувальний прес. На сьогоднішній день існують преси механічного типу дії, такі ще називають ексцентриковими. Так само преси можуть бути кривошипними та гідравлічного типу. Робота кривошипного преса, як правило, потрібна там, де потрібна здійснювати операції з холодного типу штампування. Такими роботами є пробивні, вирубні роботи, і витяжка матеріалу, яка є неглибокою.

Принцип роботи такого обладнання полягає в тому, що привід, який здійснює обертальну дію, діє на повзун, який починає здійснювати зворотно-поступальний рух, обробляючи, таким чином, поверхню. Механізм такого преса є кривошипно-шатунним. Основні елементи даної машини виконуються із сталі високоміцного виду та додатково зміцнюються для додання конструкції особливої жорсткості.

Кривошип 1 отримує обертальний рух від електродвигуна через відкриту зубчасту передачу z₁ z₂ і планетарний механізм. Обертальний рух кривошипа перетворюється у зворотно-поступальний рух повзуна 5. При русі повзуна зверху вниз відбуваються робочий хід і формування заготовки, у зворотному напрямі – холостий хід. Заготовка подається на стіл преса автоматично з допомогою кулачкового механізму.

Положення механізму, при якому повзун знаходиться у крайній верхній точці, прийняти за початкове. Положення центрів мас ланок визначити з умов: AS₂=0,5AB; CS₃=0,5CD.

 

 

РОЗДІЛ 1 КІНЕМАТИЧНЕ ДОСЛІДЖЕННЯ КРИВОШИПНО-ПОВЗУННОГО МЕХАНІЗМУ

 

1.1. Структурний аналіз механізму

Приймемо такі умовні позначення ланок механізму:1 – кривошип,

2, 4 – шатун, 3 – коромисло, 0 – стояк, 5 – повзун.

                                                     

Рис.1.1. Структурна схема механізму

Складаємо таблицю кінематичних пар.

 

Таблиця 1.1 – Характеристика кінематичних пар

Назва	О	А	B	С	D	E	E0
Ланки	0 – 1	1 – 2	2 – 3	3– 0	3-4	4-5	5-0
Клас	5	5	5	5	5	5	5
Характер руху	об.	об.	об.	об.	об.	об.	пост.

 

За формулою Чебишева визначимо ступінь рухомості механізму:

                               (1.1)

де n=5 – кількість рухомих панок; р5=7 – кількість кінематичних пар V класу;         р4 = 0 - кількість кінематичних пар IV класу.

Тоді:

W=3∙5 – 2∙7 – 0 = 1.

Це означає, що в даному механізмі має бути одна початкова ланка. За початкову, згідно з умовою завдання, приймаємо кривошип.

Розкладаємо механізм на структурні групи, розпочинаючи з найбільш віддаленої групи Ассура.

Розділяємо механізм на групи Ассура.

Група Ассура (4 – 5 ): II-класу;II-порядку;2-виду; n=2, p5=3.

Рис. 1.2. Структурна група Ассура 2-3

 

Ступінь вільності:

Група Ассура (2 – 3 ): II-класу;II-порядку;1-виду; n=2, p5=3.

Рис. 1.3. Структурна група Ассура 2-3.

Ступінь вільності:

Виділяємо механізм, що складається з ведучої ланки (кривошип) (рис. 1.4).

Рис. 1.4. Механізм першого класу

Запишемо структурну формулу механізму:

2.      Побудова планів положень механізму

Кінематичну схему механізму будуємо в масштабі. Для побудови планів механізму на форматі А1 приймаємо масштабний коефіцієнт μ_l, який визначаємо за формулою:

                                             (1.2)

де l_CD – найбільша ланка, задана в завданні, l_АС=0,38 м; [CD] – ця сама ланка, зображена на форматі А1, [CD] =190 мм.

Згідно з цих даних визначаємо масштабний коефіцієнт для побудови планів механізму:

На основі прийнятого масштабного коефіцієнта приймаємо довжини всіх ланок на аркуші А1.

Після цього на форматі А1 викреслюємо початкове положення механізму, при якому повзун 5 знаходиться у найвищій точці (рис.1.5).

Рис.1.5. Побудова положень механізму

 

 

Далі через кожні 45⁰ будуємо 8 положень механізму. Для кожного положення кривошипа визначаємо розташування інших ланок, використовуючи для цього методи засічок. При побудові планів механізму необхідно дотримуватись всіх розмірів ланок.

1.3. Побудова планів швидкостей точок і ланок

Побудова плану швидкостей проводиться для заданих восьми положень механізму. Основним завданням побудови планів швидкостей є визначення швидкостей та прискорень точок і ланок, з яких складається даний механізм.

Для побудови планів швидкостей потрібно визначити швидкість кінцевої точки А кривошипа за формулою:

                                      (1.3)

де – кутова частота кривошипа, рад/с.

Для знаходження кутової частоти кривошипа використаємо залежність:

                                    (1.4)

Тоді дійсна швидкість т.А:

Обчислюємо масштаб планів швидкостей, задаючись довжиною вектора, що виражає швидкість точки А кривошипа, який приймаємо на кресленні          P_vа = 65 мм.

                        (1.5)

Будуємо швидкість точки А, яка направлена перпендикулярно по напряму обертання кривошипа довжиною P_vа = 65 мм з довільної точки (полюса P_v).

Будуємо швидкість точки В. Для цього складаємо векторне рівняння:

                                               (1.6)

– вектор швидкостей точки В в її обертальному русі відносно точки С, перпендикулярний ланці CB; – вектор швидкостей точки В в її обертальному русі відносно точки B, перпендикулярний ланці АВ.

Швидкість точки D співпадає з швидкістю точки В по напряму, так як ці дві точки лежать на одній прямій (ланці), але її швидкість буде дещо більшою. Тому для її побудови складаємо таку залежність:

                                 (1.7)

З полюсу плану швидкостей на продовженні Pb проводимо відрізок , довжиною, яку перед цим визначили.

Будуємо швидкість точки Е. Для цього складаємо векторне рівняння:

                                          (1.8)

На основі даної системи рівнянь будуємо швидкість точки Е.

Будуємо план швидкостей для центру мас S₂ і S₃. Так як дані точки знаходяться на середині ланок AB і CD відповідно, то на плані швидкостей з полюса проводимо відрізок Ps₂ до середини відрізка АВ і відрізок Ps₃ до середини відрізка CD (рис. 1.6).

Рис. 1.6. План швидкостей для 1-го положення

Після побудови плану швидкостей для всіх восьми положень визначаємо швидкість ланок і точок для всіх положень. Так як для побудови плану швидкостей був прийнятий масштабний коефіцієнт , то згідно з цим і визначаємо дійсні абсолютні і відносні швидкості точок і ланок механізму.

З побудованих планів швидкостей визначаємо всі невідомі швидкості точок і ланок шляхом добутку відповідних відрізків на масштаб

Проводимо розрахунок абсолютних і відносних швидкостей для точок і ланок механізму для 1-го положення механізму за наступними формулами та заносимо у таблицю 1.2.

= 65^.0,02 = 4,4 (м/с); = 51,18^.0,073 = 3,7 (м/с);

= 51,18^.0,073 = 3,7 (м/с); = 51,18^.0,073 = 3,7 м/с;

= 53,46^.0,073 = 3,9 (м/с); = 53,46^.0,073 = 3,9 м/с;

= 60^.0,073 = 4,4 (м/с); = 60^.0,073 = 4,4 (м/с).

= 60^.0,073 = 4,4 (м/с).

Таблиця 1.2. Значення лінійних швидкостей точок і ланок механізму

Положення	Відстані, мм
	Pva	Pvb	Pvd		Pve	Pvs2	Pvs3	Pv[ab]	Pv[cd]	Pv[de]
0	65	0	0		0	32,5	0	65	0	0
1	65	56,8	79,9		77,9	60,5	40	16,3	79,9	20,6
2	65	65,1	91,7		91,7	64,4	45,8	18,9	91,7	0
3	65	45,6	64,1		62,5	50,5	32	48,9	64,1	14,4
4	65	13,8	19,4		17,4	33,6	6,9	65,7	19,4	6,7
5	65	23,7	33,3		30,4	41,5	11,8	51,9	33,3	10,9
6	65	72,3	101,7		101,6	68,4	68,4	12,6	101,7	14,3
7	65	85,5	120,3		117,3	60,5	60,2	91,8	120,3	25,2
8	65	0	0		0	0	0	0	0	0
Положення	Швидкість, м/с
	VA	VB		VD	VE	VS2	VS3	VAB	VCD	VDE
0	0,99	0		0	0	0,5	0	0,99	0	0
1	0,99	0,87		1,22	1,19	0,92	0,61	0,25	1,22	0,31
2	0,99	1		1,4	1,4	0,98	0,7	0,29	1,4	0
3	0,99	0,7		0,98	0,96	0,77	0,49	0,75	0,98	0,22
4	0,99	0,21		0,3	0,27	0,51	0,11	1	0,3	0,1
5	0,99	0,36		0,51	0,46	0,63	0,18	0,79	0,51	0,17
6	0,99	1,11		1,55	1,55	1,05	1,05	0,19	1,55	0,22
7	0,99	1,31		1,84	1,79	0,92	0,92	1,40	1,84	0,39
8	0,99	0		0	0	0,5	0	0,99	0	0

 

Величину кутової швидкості ланки знаходять за формулою:

;    ; .                             (1.9)

Напрям кутової швидкості співпадає з вектором швидкості ланки, перенесеним в середню точку структурної групи і повернутим навколо миттєвого центру обертання. Величини кутових швидкостей також зводимо в таблицю. За даними формулами проводимо розрахунки швидкостей для всіх положень механізму. Дані розрахунку заносимо в таблицю 1.3.

Напрям кутової швидкості співпадає з вектором швидкості ланки, перенесеним в середню точку структурної групи і повернутим навколо миттєвого центру обертання.

Таблиця 1.3. Значення кутових швидкостей механізму

 

Положення	, рад/с	, рад/с	, рад/с
0	3,43	0	0
1	0,86	3,21	3,15
2	1	3,69	0
3	2,58	2,58	2,2
4	3,46	0,78	1,02
5	2,74	1,34	1,67
6	0,66	4,09	2,19
7	4,84	4,84	3,85
8	3,43	0	0

 

1.3. Побудова планів прискорень точок і ланок

Для побудови планів прискорень потрібно визначити прискорення кінцевої точки А кривошипа за формулою:

                                                                    (1.10)

де aA – дійсна швидкість т.А, м/с.

.

Обчислюємо масштаб планів прискорень, задаючись довжиною вектора, що виражає прискорення точки А кривошипа, який приймаємо на кресленні          Paa = 100 мм.

                                                          (1.11)

Будуємо прискорення точки А, яка направлена паралельно по напряму обертання кривошипа довжиною Pаа = 100 мм з довільної точки (полюса Pа).

Будуємо прискорення точки В. Для цього складаємо векторне рівняння:

 

                                                                          (1.12)

– вектор нормального прискорення точки В, – вектор тангенціального прискорення точки В.

Швидкість точки C співпадає з швидкістю точки В по напряму, так як ці дві точки лежать на одній прямій (ланці), але її швидкість буде дещо меншою. Тому для її побудови складаємо таку залежність:

                                                                             (1.13)         

З полюсу плану швидкостей на продовженні ,  проводимо відрізок , довжиною, яку перед цим визначили.

Будуємо прискорення точки D. Для цього складаємо векторне рівняння:

                                                                   (1.14)

На основі цього рівняння будуємо прискорення точки D (рис.1.3).

Після побудови плану прискорень для всіх восьми положень визначаємо прискорення ланок і точок для всіх положень. Так як для побудови плану прискорень був прийнятий масштабний коефіцієнт , то, згідно з цим, і визначаємо дійсні абсолютні і відносні прискорення точок і ланок механізму.

З побудованих планів прискорень визначаємо всі невідомі прискорення точок і ланок шляхом добутку відповідних відрізків на масштаб

 

 

Рис. 1.3. План прискорень для 1-го положення

Проводимо розрахунок абсолютних і відносних прискорень для точок і ланок механізму для 1-го положення механізму. Дані розрахунку заносимо в таблицю 1.4.

; ;

; .

Таблиця 1.4. Значення лінійних прискорень точок і ланок механізму

Положення	Відстані, мм
	PaA	PaB	PaD	PaC	Pa[AB]	Pa[CD]	Pa[AC]
0	80	15	48,81	0	95	75,77	47,50
1	80	50	32,40	58,50	62,40	100	31,20
2	80	63,40	58	48	96,21	131	48,40
3	80	89,30	33,50	78,21	66,22	112,52	33,11
4	80	60	56,80	72,44	31,26	111,50	15,63
5	80	103,16	102,77	84,77	73,30	84,17	36,64
6	80	72,36	104,60	75,13	97,71	191,03	48,80
7	80	82,18	142,40	65,50	62,18	94,92	30,43
8	80	0	0	0	0	0	0
Положення	Прискорення, м/с2
	aA	aB	aD	aC	aAB	aCD	aAC
0	1,6	0,3	0,98	0	1,9	1,52	0,95
1	1,6	1	0,65	1,17	1,25	2	0,62
2	1,6	1,27	1,16	0,96	1,92	2,62	1
3	1,6	1,79	0,67	1,56	1,32	2,25	0,66
4	1,6	1,2	1,14	1,45	0,63	2,23	0,31
5	1,6	2,06	2,06	1,70	1,47	1,68	0,73
6	1,6	1,45	2,09	1,50	1,95	3,82	1
7	1,6	1,64	2,85	1,31	1,24	1,91	0,61
8	1,6	0	0	0	0	0	0

Величину кутової швидкості ланки знаходять за формулами:

                                      .                                           (1.9)

Напрям кутового прискорення співпадає з вектором прискорення ланки, перенесеним в середню точку структурної групи і повернутим навколо миттєвого центру обертання. Величини кутових прискорень зводимо в таблицю 1.5.

Таблиця 1.5. Значення кутових прискорень механізму

 

Положення	, рад/с	, рад/с	, рад/с
0	5,72	4,75	8,19
1	3,77	6,25	5,34
2	5,78	8,19	8,62
3	3,98	7,03	5,69
4	1,90	6,97	2,67
5	4,43	5,25	6,29
6	5,87	11,94	8,62
7	3,74	5,97	5,26
8	0	0	0

 

1.5. Побудова діаграм переміщень та швидкостей

Для побудови графіка переміщень визначаємо з плану положень механізму переміщення повзуна для всіх його положень відносно початкового положення. Потім для побудови графіка переміщень вибираємо масштабні коефіцієнти – μs і μt (для осі ординат і абсцис відповідно).

На осях всіх графіків час одного оберту кривошипа зображаємо відрізком L довжиною 240 мм (рис.1.4). Відрізок L ділимо на 8 частин і пронумеровуємо точки ділення, позначивши початок координат номером, який відповідає одному з крайніх положень вихідної ланки (0; 1; 2;… 8).

Масштаб часу визначаємо за формулою:

,                                                  (1.10)

де T – період одного обороту кривошипа, с.

,                                           (1.11)

де n – частота обертання вхідної ланки, об/хв., n=105,5 об/хв.

Тоді:

Масштаб по осі переміщень s визначаємо за формулою:

                                        (1.12)

де – максимальне переміщення повзуна 5 відносно 4-го положення кривошипа, м, =0,1385 м (для 4-го положення); – довжина відрізка на графіку, що відповідає максимальному переміщенню повзуна 5 відносно 4-го положення кривошипа, мм, = 138,5 мм.

Згідно з отриманих даних визначаємо масштаб по осі переміщень s:

.

Одержані точки з’єднуємо плавною кривою, отримуючи графік переміщень (рис.1.4).

Рис.1.4 Діаграми переміщень, швидкостей та прискорень

 

 

 

 

 

 

РОЗДІЛ 2 РОЗРАХУНОК ТА ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДА

 

2.1. Кінематичний розрахунок та вибір електродвигуна

Обертовий момент можна знайти із залежності:

,                                             (2.1)

де P – потужність на валу, кВт; n – частота обертання, об/хв.

Звідси, потужність на валу кривошипа (IV вал):

                                                 (2.2)

Тоді необхідна потужність електродвигуна (I вал):

                                              (2.3)

де η_заг – загальний коефіцієнт корисної дії.

Знаходимо загальний коефіцієнт корисної дії:

.                (2.4)

Тоді, потужність електродвигуна:

Номінальна потужність електродвигуна має бути в межах:

Р_ном ≥ Р                                                  (2.5)

Визначаємо орієнтовну чатоту обертання вала електродвигуна:

                                       (2.6)

де U_заг – орієнтовне загальне передаточне число привода.

,                                     (2.7)

де U_цп, U_пр – відповідно, передаточне число циліндричної передачі та планетарного редуктора.

Вибираємо електродвигун марки 4А90L4УЗ; Р_I = 2,2 кВт; частота обертання n_I = 1425 хв^-1; діаметр вала d = 24 мм.

Уточнення загального передаточного числа приводу:

                                                (2.8)

Визначення фактичного передаточного числа відкритої зубчатої передачі:

Визначення силових і кінематичних параметрів привода:

Визначаємо потужності валах:

Р_I=P_дв= 2,2 кВт.

Визначаємо частоти валів:

Відхилення між заданою частотою обертання та розрахунковою:

Отже, частота обертання в межах допуску.

Визначаємо обертові моменти на валах:

 

 

2.2. Розрахунок відкритої зубчастої передачі

2.2.1 Вибір матеріалу

Вибираємо матеріал зубчастих коліс і термообробку.

Приймаємо для шестерні матеріал – сталь 45, у якої твердість 179…207 НВ₁. [_В]₁=600 МПа; [_Т]₁=320МПа.

Матеріал колеса – сталь 45, твердість 179…207 НВ₂. [_B]₂.

Остаточно визначаємо механічні характеристики: сталь 45

а) для шестерні твердість НВ₁=200, термообробка – нормалізація.

б) для колеса НВ₁ ≥ НВ₂ +(15…20)=> НВ₂ =180, термообробка нормалізація.

2.2.2 Визначення допустимих контактних напруг []_н

Допустимі контактні напруги при розрахунках на міцність визначається окремо для зубів шестерні []_н1 і колеса []_н2

Розраховуємо коефіцієнт довговічності К_НL. Число зміни циклів напруг для колеса визначаємо за формулою:

N_Σ2=60·n₃·L_h,                                                (2.9)

де n₃ – число обертів зубчастого колеса, n₃=285 об/хв; L_h – робочий ресурс приводу, год.

                               (2.10)

де К_доб – коефіцієнт використання протягом доби, з графіка К_доб=1; К_рік – коефіцієнт використання протягом року, з графіка К_рік=1; L_р – кількість років служби привода, L_р=5 років.

N_Σ2=60·n₃·L_h=60·285·4,38∙10⁴=74,9·10⁷.

Число зміни циклів напруг для шестерні:

N_Σ1= N_Σ2·U_цп=74,9·10⁷· 5,0=37,5·10⁸.                               (2.11)

Враховуючи змінний режим роботи:

N_K2=N_HE2= N_Σ2·μ=74,9·10⁷·1,0=74,9·10⁷;

N_K1= N_HE1= N_Σ1·μ=37,5·10⁸·1,0=37,5·10⁸.

де μ=1 – коефіцієнт використання змінного часу (згідно графіка навантаження).

 

Коефіцієнт довговічності:

                                           (2.12)

де база випробування стальних коліс визначається за формулою:

                                     (2.13)

Приймаємо N_HO=10·10⁶ циклів. З умови, якщо N_HO<N_НЕ, то К_HL= 1,0.

Допустимі контактні напруги для шестерні:

,                                    (2.14)

де σ_но – границя контактної витривалості робочих поверхонь зубців, що відповідає базі випробувань N_но; S_Н - коефіцієні безпеки; К_HL - коефіцієнт довговічності.

Границя контактної витривалості при твердості робочих поверхонь               НВ< 350 (нормалізація та поліпшення) визначається за формулою:

                                     (2.15)

Коефіцієнт безпеки при нормалізації, поліпшенні та об’ємному гартуванні приймається 1,1.

За розрахункове напруження для прямозубих передач приймається менше із значень (для шестерні [σ]_Н1, для колеса [σ]_Н2). Отже [σ]_Н=390,9 МПа.

2.2.3 Визначення допустимих напруг згину []_F.

,                                    (2.16)

де – границя витривалості зубців при згині, що відповідає базі випробувань N_FO, для стальних коліс при твердості НВ 350 1,28(НВ); – коефіцієнт безпеки, для рекомендованих сталей і термообробок =1,75; К_FL – коефіцієнт довговічності.

Коефіцієнт довговічності К_FL визначається аналогічно коефіцієнту К_HL:

                                   (2.17)

причому 1,0 < К_FL <2,0.

Еквівалентне число зміни напружень згину за строк служби передачі визначається аналогічно числу N_HE; при постійному режимі навантаження . База випробувань для стальних коліс . При приймається K_FL = 1 якщо > то визначається за формулою.

Коефіцієнт К_FС впливу напряму навантаження на зубці передачі для нереверсивних передач K_FС =1,0.

Оскільки:

;

,

звідси К_FL = 1.

.

Н/мм²;

Н/мм².

 

2.2.4 Проектний розрахунок передачі

Визначаємо міжосьову відстань:

,                             (2.18)

де К_а – допоміжний коефіцієнт, для стальних прямозубих коліс К_а = 490 (МПа); – коефіцієнт ширини вінця колеса відносно міжосьової відстані,

К_HB – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця, К_HB=1,05.

 

мм.

Приймаємо a_ω=125 мм.

Модуль зачеплення:

                                 (2.19)

мм.

Приймаємо із стандартних значень m=2.

Визначаємо сумарне число зубів шестерні і колеса:

.                           (2.20)

Число зубів шестерні:

.

Визначаємо фактичне передаточне число:

;

.

Фактична міжосьова відстань:

мм.

Визначаємо основні геометричні параметри передачі:

Ділильні діаметри:

мм;                                  (2.21)

мм.

Діаметри кіл вершин зубців:

мм;                              (2.22)

мм.

 

 

Діаметри кіл впадин:

мм;                           (2.23)

мм;

Ширина вінця шестерні:

мм,                           (2.24)

де мм – ширина вінця колеса.

Колова швидкість:

         (2.25)

 

2.2.5 Силовий розрахунок

Колові сили:

;                                 (2.26)

Радіальні сили:

                               (2.27)

де α – кут зачеплення. Для коліс виготовлених без зміщення α=20^о.

2.2.6 Перевірочний розрахунок на контактну витривалість

,       (2.28)

де Z_Н ≈1,76 – коефіцієнт, що враховує форму спряжених поверхонь зубців;

Z_М – коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубців; для стальних зубців Z_М = 275 (МПа); Z_ε – коефіцієнт, що враховує перекриття зубців; для прямозубих передач:

,                            (2.29)

де – коефіцієнт торцевого перекриття.

.            (2.30)

К_HB – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця, К_HB=1,05; К_Нa – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубцями, для прямозубих передач К_Hа=1,0; К_HV – коефіцієнт динамічного навантаження, К_HV=1,05.

МПа.

Умова виконується.

2.2.7 Перевірний розрахунок зубців на втому при згині

,                        (2.31)

де – коефіцієнт форми зубців, , ; – коефіцієнт, який враховує нахил зубців, для прямозубих передач =1,0; – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубцями, для прямозубих передач = 1,0; – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця; ; – коефіцієнт динамічного навантаження .

Н/мм²;

Н/мм².

Отже, умова виконується.

2.2.9 Вибір підшипників для швидкохідного валу

Вихідні дані підшипника – 206:

d = 30 мм; D = 62 мм; B = 16 мм; C_r = 19 500 H; C_or = 10 000 H.

Частота обертання вала n_II = 1425 об/хв.

Рис. 2.4. Розрахункова схема підшипників швидкохідного вала

 

Реакції в опорах

Найбільш навантаженою опорою у цій схемі є підшипник 1, тому розрахунок проводимо за реакцією опори .

Розрахункове еквівалентне навантаження:

Х = 1 – для радіального кулькового підшипника у випадку відсутності осьового навантаження; V = 1 – коефіцієнт кільця (обертається внутрішнє кільце); K_б = 1,3 – коефіцієнт безпеки; K_Т=1 – температурний коефіцієнт.

З врахуванням режиму навантаження протягом терміну служби, еквівалентне невантаження:

Динамічна вантажопідйомність:

                                    (2.32)

.

Отже, умова виконується.

 

Перевірка за довговічністю:

Отже, умова виконується і можна використовувати даний тип підшипника.

Тихохідний вал

Вихідні дані підшипника – 207:

d = 35 мм; D = 72 мм; B = 17 мм; C_r = 25 500 H; C_or = 13 700 H.

Частота обертання вала n_III = 285 об/хв.

Рис. 2.5 – Розрахункова схема підшипників тихохідного вала

Реакції в опорах:

;

.

Найбільш навантаженою опорою у цій схемі є підшипник 1, тому розрахунок проводимо за реакцією опори .

Розрахункове еквівалентне навантаження:

Х = 1 – для радіального кулькового підшипника у випадку відсутності осьового навантаження; V = 1 – коефіцієнт кільця (обертається внутрішнє кільце); K_б = 1,3 – коефіцієнт безпеки; K_Т=1 – температурний коефіцієнт.

З врахуванням режиму навантаження протягом терміну служби, еквівалентне невантаження:

Динамічна вантажопідйомність:

 

Отже, умова виконується.

 

Перевірка за довговічністю:

Отже, умова виконується і можна використовувати даний тип підшипника.

2.3 Геометричний синтез планетарного редуктора

Задачею геометричного синтезу планетарного редуктора є визначення кількості зубців, що забезпечують відтворення редуктором заданого передаточного відношення.

Вихідними даними для проектування планетарного редуктора служать: його структурна схема, передаточне відношення, число сателітів. Крім того задано модуль зубчатих коліс для визначення розмірів редуктора.

•          вихідні дані:

m_пл=2 – модуль коліс планетарного редуктора;

U_ред=4,75 – передаточне число редуктора.

В передачі бажано використовувати нульові колеса, тому кількість зубців вибираємо з такого співвідношення: Z₃ ≥ Z_min ≥ 17 – для коліс із зовнішніми зубцями, Z₅ ≥ Z_min ≥ 85 – для коліс із внутрішніми зубцями.

Прийнявши Z₃=24, маємо:

Z₄ визначимо з умови співвісності:

Перевірка на умову складання:

де U_ред – передаточне число редуктора; p – ціле число повних обертів водила; k – кількість сателітів; N – будь-яке ціле число.

Умова складання виконується.

Умова сусідства:

Умова сусідства виконується.

Визначаємо розміри редуктора:

D₃=m_плZ₃=224=48 мм;

D₄=m_плZ₄=266=132 мм;

D₅=m_плZ₅=290=180 мм.

По цих розмірах будуємо кінематичну схему редуктора у масштабі М 1:1

 

ВИСНОВКИ

У ході виконання курсового проекту нами було виконано структурний та кінематичний аналіз шарнірно-важільного механізму витяжного преса, зокрема побудовано 8 планів положень, 8 планів швидкостей, та діаграму переміщень вихідної ланки (повзуна).

Розраховано привод машини, вибрано електриодвигун, спроектовано відкриту зубчасту передачу, вибрано підшипники та шпонки, здійснено перевірочні розрахунки.

Розроблено схему планетарного редуктора, розраховано необхідну кількість зубців коліс, для забезпечення передаточного відношення вказаного у завданні.

 

 

 

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Технічна механіка. Підручник. Калетнік Г.М., Булгаков В.М., Черниш О.М., Кравченко І.Є., Солона О.В., Цуркан О.В. – К.: «Хай-Тек-Прес», 2011. – 340 с.
2. О. В. Солона .Теорія механізмів і машин. Лабораторний практикум. Навчальний посібник / Солона О.В., Любин В.С. – Вінниця: ПП Балюк І.Б., 2014. – 138 с.
3. О. В. Солона. Теорія механізмів і машин. Курсове проектування. Навчальний посібник / Солона О.В., Вірник М.М. – Вінниця: ПП Балюк І.Б., 2012. – 224 с.
4. Булгаков В.М. Теоретична механіка. Посібник для практичних занять. (Під редакцією проф. С.І.Кучеренка). / В.М. Булгаков, В.В. Бурлака, Г.М. Калетнік, І.Є. Кравченко, С.І. Кучеренко, Д.І. Мазоренко, Л.М. Тіщенко, М.Г. Березовий. – Вінниця: Нова книга, 2010. – 667 с.
5. Сивак Р.І. Короткий курс теоретичної механіки / Р.І. Сивак, І.А. Деревенько. – Вінниця: ТОВ «Вінницька міська друкарня», 2016. – 200 с.
6. Сивак І.О. Практикум з механіки матеріалів і конструкцій. Навчальний посібник / І.О. Сивак, І.А. Деревенько, А.Й. Островський. – Вінниця: ВНАУ, 2011. – 144 с.
7. Павленко В.С., Цуркан О.В., Кравченко І.Є. Підшипники кочення. Вибір за статичною та динамічною вантажопідйомністю, конструювання підшипникових вузлів: Навчальний посібник / За 1ед.. В.С. Павленка. – К.: «Хай-Тек Прес», 2012. – 128 с.
8. З’єднання в машинобудуванні: Навч. Посібник / В.С. Павленко, І.П. Паламарчук, О.В. Цуркан, Ю.А. Полєвода / За 1ед.. В.С. Павленка. – Вінниця: ПП «ТД Едельвейс і К», 2015. – 110 с.
9. Цуркан О.В. Розрахунки передач привода: Методичні вказівки до виконання курсового проекту з навчальної дисципліни «Деталі машин» / О.В. Цуркан, В.С. Павленко, Ю.А. Полєвода. – Вінниця: РВВ ВНАУ, 2011. – 87 с.
10.          Шейнблит А.Э. Курсовое проектирование деталей машин.-М., 1991. – 432 с.
11.          Bakalavr. Сайт для студентів та учнів URL: https://www.bakalavr.com (дата звернення: 25.07.2026)
12.           Avtora. Сайт для студентів та учнів URL: https://www.avtora.com.ua (дата звернення: 25.07.2026)

 

 

 

 

 

ДОДАТКИ

ДОДАТОК A

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Додаток Б