Главные вкладки

    Организация самостоятельной работы по учебной дисциплине "Техническая механика"
    учебно-методический материал

    Самостоятельная работа предназначена для обучающихся на время карантина по специальностям:

    21.02.01 Разработка и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений, гр. 1РЭ81, 1РЭ82

    21.02.02 Бурение нефтяных и газовых скважин, гр. 1БС80.

    Скачать:

    ВложениеРазмер
    Файл Задание 1.16.64 КБ
    Файл Задание 2 для 21.02.01 Разработка и эксплуатация..19.71 КБ
    Файл Задание 2 для 21.02.02 Бурение...182.33 КБ
    Файл Задание 3 для 21.02.01 Разработка и эксплуатация...899.01 КБ
    Файл Задание 3 для 21.02.02 Бурение...351.8 КБ
    Файл Задание 4 для 21.02.01 Разработка и эксплуатация13.85 КБ
    Файл Теоретический материал для ЗАДАНИЯ 4 (21.02.01)673.64 КБ
    Файл Задание 4 для 21.02.02 Бурение465.5 КБ
    Файл Теоретический материал для ЗАДАНИЯ 4 (21.02.02)1.07 МБ
    Microsoft Office document icon Практические работы №7, №82.27 МБ
    Файл Задание 5. 21.02.02 Бурение181.64 КБ
    Файл Задание 5. 21.02.01 Разработка и эксплуатация55.17 КБ
    Office presentation icon Теоретический материал для ЗАДАНИЯ 5 (21.02.01)443.5 КБ
    Файл Задание 6. 21.02.01 Разработка и эксплуатация2.88 МБ
    Office presentation icon Задание 6. 21.02.02 Бурение1.9 МБ
    Файл Задание 7. 21.02.01 Разработка и эксплуатация1.76 МБ
    Файл Теоретический материал для ЗАДАНИЯ 7 (21.02.01)660.33 КБ
    Файл Задание 8. 21.02.01 Разработка и эксплуатация21.46 КБ
    Office presentation icon Теоретический материал для задания 8 (21.02.01)1.08 МБ
    Файл Задание 9. 21.02.01 Разработка и эксплуатация56.89 КБ
    Файл Задание 7. 21.02.02 Бурение388.63 КБ
    Office presentation icon Задание 10. 21.02.01 Разработка и эксплуатация458.5 КБ

    Предварительный просмотр:

    Порядок работы в дистанционном режиме

    Работу выполнить письменно в тетради, отчет о выполненной работе (фотография учебного материала) отправить в чат для проверки.

    Критерии оценки:         полнота и логичность ответа;

                            правильность данного ответа;

                            срок сдачи работы (работу нужно отправить на проверку до выдачи следующего задания).

    Список литературы:

    1. Куклин, Н.Г. Детали машин [Электронный ресурс]: учебник  / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. Житков. - 9-e изд., перераб. и доп. - М.: КУРС: ИНФРА-М, 2019. -     512 с. - Режим доступа: http://znanium.com/catalog/product/967681 (ЭБС Znanium).

    ЗАДАНИЕ 21.02.01

    1. Изучить теоретический материал по теме «Зубчатые передачи»

    2. Составить таблицу

    Виды зубчатых передач

    Достоинства

    Недостатки

    Применение

    Прямозубая цилиндрическая передача

    Косозубая цилиндрическая передача

    Шевронная зубчатая передача

    Зубчатые передачи зацеплением М.Л.Новикова

    Коническая зубчатая передача

    Планетарные зубчатые передачи

    Волновые зубчатые передачи

    ЗАДАНИЕ 21.02.02

    1. Изучить теоретический материал по теме «Опоры валов и осей»

    2. Выполнить сравнительную характеристику и составить таблицу

    Показатель

    Подшипники скольжения

    Подшипники качения

    Классификация

    Конструкция

    Достоинства

    Недостатки

    Критерий работоспособности

    Применение

    Виды разрушения

    Смазывание

    Потери на КПД

    Монтаж и демонтаж



    Предварительный просмотр:

    Лабораторная работа №1

    Построение зубьев эвольвентного профиля методом обкатки

    Цель:

    1. ознакомление студентов с сущностью изготовления зубчатых колес методом обкатки (огибания).
    2. наблюдение за явлением подреза зубьев колеса инструментом.
    3. устранение явления подреза зубьев колеса путем смещения инструмента относительно заготовки на расчетное расстояние.

    Задание: изучить теоретический материал по способам изготовления зубчатых колес, рассчитать геометрические размеры зубчатого колеса и ответить на контрольные вопросы.

    Оборудование и инструмент:

    • прибор ТММ 42;
    • линейка;
    • штангенциркуль.

    Методические указания

    1) Геометрические расчеты при нарезании колеса рейкой

    Исходные данные:

    ВАРИАНТ

    1,10,19

    2,11,20

    3,12,21

    4,13,22

    5,14,23

    6,15,24

    7,16,25,30

    8,17,26,29

    9,18,27,28

    Модуль  m

    13

    16

    13

    16

    13

    13

    16

    13

    16

    Угол профиля исходного контура α

    20

    20

    20

    20

    20

    20

    20

    20

    20

    Диаметр делительной окружности заготовки d, мм

    130

    160

    260

    320

    520

    195

    240

    156

    208

    Порядок расчета:

    а) Число зубьев нарезаемого колеса

    z=d/m;                                                                                 (1.2)

    б) Диаметр основной окружности

    db = dcosα;                                                                                 (1.3)

    в) Делительный окружной шаг

    p = π · m;                                                                                 (1.4)

    г) Основной окружной шаг

    pb = π · mcosα;                                                                        (1.5)

    д) Коэффициент смещения исходного контура (исключающий подрез)

    xmin = ;                                                                                 (1.6)

    е) Смещение рейки

    ж) Диаметр вершин зубьев (при сохранении высоты зубьев)

    da = m(z+2+2x);                                                                        (1.7)

    з) Диаметр впадин

    dƒ=m(z-2,5+2x);                                                                         (1.8)

    2) Порядок проведения работы при нарезании колеса рейкой

     

    1. Поставьте прибор в рабочее (наклонное) положение. Для этого необходимо откинуть подставку с тыльной стороны прибора.

    2. Поставьте каретку в крайнее правое положение. Для свободного перемещения каретки нужно повернуть Г-образную рукоятку против часовой стрелки. По окончании операции Г-образную рукоятку вернуть в исходное положение, повернув ее по часовой стрелке до упора.

    3. Установите заготовку (бумажный круг) на диск прибора. Для этого нужно снять накладку и ослабить винты, крепящие рейку к каретке, т.к. заготовка должна быть под рейкой. Наколов заготовку на три иглы, закрепить ее с помощью накладки и винта.

    4. Установите рейку при помощи шкал и фиксирующих винтов в нулевое положение (Х=0).

    5. Нарежьте три зуба колеса, перемещая с помощью клавиши шаг за шагом рейку из крайнего правого положения в крайнее левое и очерчивая каждый раз контур рейки острозаточенным твердым карандашом (Т-3Т). При этом постепенно получается изображение зубьев «нарезаемого колеса».

    6. Верните каретку в исходное положение (по 2).

    7. Поверните диск прибора так, чтобы чистая часть бумажной заготовки оказалась под рейкой. Для этого необходимо ослабить натяг струны, повернув рукоятку эксцентрикового механизма против часовой стрелки. Повернув диск прибора в нужное положение, вновь создать натяг струны с помощью эксцентрикового механизма.

    8. Установите рейку со смещением.

    9. Нарежьте три зуба колеса (по 5).

    10. Снимите бумажный диск, установить каретку в среднее положение, а рейку - в нулевое и сдать прибор преподавателю.

    11. На бумажном диске циркулем проведите все расчетные окружности колес (основную, делительную, вершин зубьев и впадин).

    Произведите обмер вычерченных зубьев (колеса нарезанного без смещения и со смещением исходного контура) и занесите в таблицу 1:

    а) толщины зубьев по делительной окружности  и  ;

    б) толщины зубьев по основной окружности  и  ;

    в) толщины зубьев по окружностям вершин зубьев  и  ;

    г) ширины впадин по делительной окружности   и  .

    Индекс 1 - колесо нарезано без смещения, индекс 2 - со смещением. Допускается замерять толщины по хордам.

    Теоретическая часть:

    Описание конструкции прибора, моделирующего нарезание зубьев колеса рейкой

    Лабораторная установка ТММ-42 позволяет моделировать процесс изготовления зубчатого колеса методом обкатки – нарезания зубьев инструментальной рейкой.

    Прибор состоит из диска и каретки с рейкой, смонтированных на общей панели. Согласованное перемещение диска и рейки осуществляется с помощью струны. Струна навита на делительный цилиндр. Одним концом она закреплена непосредственно на каретке, другим - через эксцентриковый механизм.

    Диск, моделирующий заготовку, выполнен составным. Нижняя часть, выполненная из металла и окрашенная в синий цвет, моделирует делительный цилиндр заготовки. Верхняя часть, выполненная из прозрачного оргстекла, служит для поддержания бумажной заготовки. Прозрачность верхней части позволяет пронаблюдать, как без проскальзывания перекатываются друг по другу центроиды колеса и рейки

    Бумажная заготовка накалывается на три иглы, расположенные в средней части верхнего диска, и закрепляется металлической накладкой с помощью винта.

    В металлическую ось диска впрессована игла с небольшим вылетом острия. Эта игла намечает центр заготовки (бумажного круга).

    Инструментальная рейка крепится на каретке с помощью фиксированных винтов. Необходимая установка рейки относительно заготовки осуществляется при помощи шкал и индексов, расположенных на концах рейки. Рейка накрывает бумажную заготовку, закрепленную на верхнем диске.

    Прерывистое поступательное движение каретки с рейкой осуществляется клавишей, расположенной в средней части передней кромки прибора. Рядом с клавишей, с правой стороны, расположена Г-образная рукоятка включения свободного хода каретки. Правое положение рукоятки (на опорном штифте) обеспечивает нормальную работу клавиши. При повороте рукоятки против часовой стрелки каретка получает возможность свободного непрерывного перемещения.

    Для повторения процесса нарезания на другом участке бумажного диска нет необходимости снимать его и перекладывать в новое положение. Для этого достаточно ослабить натяг струны (с помощью эксцентрикового механизма), повернуть диск так, чтобы чистая часть бумажного диска оказалась под рейкой. После этого нужно снова создать натяг струны, не допускающий свободного поворота диска с заготовкой.

    Эксцентриковый механизм, с помощью которого осуществляется натяг струны, расположен на каретке слева от рейки. Рукоятка эксцентрикового механизма, повернутая до верхнего упора, соответствует натянутой струне. Для ослабления натяга струны необходимо повернуть рукоятку против часовой стрелки.

    Рабочее положение прибора наклонное. Оно обеспечивается откидывающейся подставкой, расположенной с тыльной (нижней) стороны прибора.

    Контрольные вопросы:

     1. На какие группы подразделяются технологические процессы изготовления зубчатых колес?

    2. Какова особенность профиля зуборезного инструмента, работающего по методу копирования и по методу обкатки? В чем заключается причина низкой точности зубчатых колес, нарезанных по методу копирования?

    3. В чем заключается причина низкой точности зубчатых колес, нарезанных по методу копирования?

    4. Почему для метода копирования требуется значительно большее инструментальное хозяйство, чем для метода обкатки?

    5. Чем вызвана низкая производительность зубонарезания по методу копирования (с помощью дисковых и пальцевых фрез)?

    6. Какой из методов (копирования или обкатки) требует использования станков более сложной кинематики (например, зубофрезерных), а какой - более простых станков (например, фрезерных)?

    7. Почему одним и тем же инструментом, работающим по методу обкатки, можно нарезать колеса данного модуля с разными числами зубьев?

    8. Можно ли смещать инструмент (например, для устранения подреза) при нарезании по методу копирования?

    9. Что такое исходный контур?

    10. Что такое производящая рейка?

    11. Какой знак присваивается коэффициенту смещения при удалении делительной прямой исходного контура от оси колеса (заготовки)?

    12. Каких положительных качеств колеса и передачи можно добиться выбором коэффициентов смещения?

    13. Что значит термин “наименьший коэффициент смещения”?

    14. Какое зацепление называется станочным?

    15. Как зависит величина основного шага нарезаемого колеса от станочного межосевого расстояния?

    16. Какое относительное движение совершают центроиды нарезаемого колеса и исходного контура?

     



    Предварительный просмотр:

    Практическая работа №10

    Проектный расчет и конструирование валов.

    Цель:

    1) изучить тему «Проектный расчет и конструирование вала»;

    2) рассчитать ведомый вал одноступенчатого редуктора привода.

    Задание. Расчет вала зубчатой передачи. Рассчитать ведомый вал одноступенчатого редуктора привода конвейера. Расположение опор относительно зубчатых колес симметрично. Сила, действующая на вал со стороны цепной передачи Fцеп, направлена под углом Θ = 300 к горизонту. Зубчатое колесо вращается по ходу часовой стрелки, если смотреть на него со стороны звездочки. Данные для расчета взять в таблицы 6 и таблицы 8, занести в таблицу 13.

    Таблица 13. Исходные данные

    Силы в зацеплении, Н

    Делительный

    диаметр

    зубчатого

    колеса;

    d2, мм

    Ширина венца зубчатого

    колеса;

    b2, мм

    Вращающий момент на

    валу колеса;

    M2 , Н·м

    Ft2

    Fr2

    Fa2

    Методические указания

    Все полученные значения параметров, без указаний, округляют до ближайшего большего стандартного числа по ГОСТ 6636-69 (целого четного или кратного 5)

    1 Проектировочный расчет вала

    1.1 Выбираем материал вала

    Для изготовления вала принимаем сталь 45 с [τк] = 20 МПа; . [σ-1и]= 65 МПа.

    1.2 Определяем диаметр выходного конца вала из расчета на кручение, dВ , мм:

    ,                                                                        (10.1)

    где M2 - вращающий момент на валу колеса, Н·м.

    округляем значение диаметра до ближайшего большего стандартного: 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 53; 56; 60; 63; 67; 71; 75; 80; 85.

    1.3 Определяем диаметр вала в местах расположения подшипников, dП , мм:

    dП = dВ + 2·t ,                                                                                        (10.2)

    где t ― высота заплечика подшипника, выбирается из таблицы 14.

    dВ - диаметр выходного конца вала из расчета на кручение, мм.

    Расчетное значение dП  округляют до ближайшего большего числа делящегося на «5».

    1.4 Определяем диаметр вала в месте установки зубчатого колеса, dК, мм:

    dК = dП + 3·r ,                                                                                        (10.3)

    где r ― координата фаски подшипника, выбирается по таблице 14.

    1.5 Определяем длину посадочного конца вала под звездочку, lМТ, мм:

    lМТ  = 1,5· dВ                                                                                        (10.4)

    где dВ - диаметр выходного конца вала из расчета на кручение, мм.

    1.6 Определяем длину промежуточного участка тихоходного вала, lКТ, мм:

    lКТ  = 1,2· dП                                                                                        (10.5)

    где dП - диаметр вала в местах расположения подшипников, мм;

    1.7 Определяем диаметр наружной резьбы конического конца вала, dр, мм:

    dр= 0,9·[dB –0,1 lМТ ]        ,                                                                        (10.6)

    где dВ - диаметр выходного конца вала из расчета на кручение, мм.

    Примечание: Входной и выходной валы редукторов имеют цилиндрические или конические консольные участки для установки полумуфт, шкивов, звездочек, зубчатых колес. Размеры консольных участков стандартизированы:

    ГОСТ 12080-66 «Концы валов цилиндрические»;

    ГОСТ12081-72 «Концы валов конические».

    Таблица 14. Справочные параметры для конструирования вала.

    Параметры

    Значения, мм

    dВ

    17-23

    24-31

    32-39

    40-44

    45-51

    52-59

    60-66

    67-79

    80-89

    90-95

    tцил

    3,0

    3.5

    3,5

    3,5

    4,0

    4,5

    4,6

    5,1

    5,6

    5,6

    tкон

    1,5

    1,8

    2,0

    2,3

    2,3

    2,5

    2,7

    2,7

    2,7

    2,9

    r

    1,5

    2,0

    2,5

    2,5

    3,0

    3,0

    3,5

    3,5

    2,7

    4,0

    1.8 Эскизная разработка конструкции вала и оценка его размеров по чертежам

    рис. 8, рис. 9, а. Конструктивно назначаем: l1 , l2 , l3:

    l2 =l3 =b2 /2+(20…30)                                                                                (10.7)

     l1 = l2 +(10…20)                                                                                (10.8)

    2 Проверочный расчет вала (рис. 9)

    2.1 Определяем силу, действующую на вал со стороны цепной передачи, FА, Н:

    FА = Fцеп = 125·,                                                                        (10.9)        

    где M2 - вращающий момент на валу колеса, Н·м.

    2.2 Силу FА, с которой цепная передача действует на вал, раскладываем на составляющие в вертикальной и горизонтальной плоскостях (рис. 9, б)

    FАу = FА·sinΘ = FА·sin30º;                                                                        (10.10)

    FАx = FА·cosΘ = FА·cos30º                                                                        (10.11)

    2.3 Определяем изгибающие моменты в опасных сечениях[1] вала и строим эпюру в вертикальной плоскости (рис. 9, в)

    определяем реакции опор, Н:

    МБ = 0; FАу ·l1 +Ft ·l2 - RГу(l2 + l3 ) = 0;                                                         (10.12)

    RГу = (FАу ·l1 +Ft ·l2 )/(l2 + l3 );

    МГ = 0; FАу (l1 +l2 +l3 )-RБу (l2 +l3 )-Ft ·l3 = 0;                                                 (10.13)

    RБу =[FАу (l1 +l2 +l3 ) - Ft ·l3 ]/(l2 + l3 )

    определяем значения изгибающих моментов в опасных сечениях, Н·м:

    точка Б, сеч. I-I, справа, МхБ = FАу · l1                                                        (10.14)

    точка В, сеч. III-III, справа, МхВ = FАу ·(l1 +l2 )-RБу·l2                                        (10.15)

    точка В, сеч. III-III, слева, МхВ = RГу · l3                                                         (10.16)

    2.4 Определяем изгибающие моменты в опасных сечениях вала и строим эпюру в горизонтальной плоскости (рис. 9, г):

    определяем реакции опор, Н:

    МБ = 0; FАх ·l1 -Fr ·l2 -Fа ·d2/2-RГх(l2 + l3 ) = 0;                                                 (10.17)

    RГх =(FАх ·l1 -Fr ·l2 -Fа ·d2/2)/(l2 +l3 )

    МГ = 0; FАх (l1 +l2 +l3 )- RБх(l2 +l3)+Fr ·l3 -Fа ·d2/2 = 0;                                        (10.18)

    RБх =[FАх ·(l1 +l2 +l3 ) + Fr ·l3 + Fа ·d2/2]/(l2 +l3 )

    2.5 Определяем значения изгибающих моментов в опасных сечениях, Н·м:

    точка Б, сеч. I-I, справа, МуБ = FАх · l1                                                        (10.19)

    точка В, сеч. III-III, справа, МуВ =FАх ·(l1 +l2 )-RБх ·l2                                         (10.20)

    точка В, сеч. III-III, слева, МуВ = RГх ·l3                                                         (10.21)

    2.6 Определяем крутящие моменты, Н·м, в опасных сечениях (рис. 9, д):

    МкВ = МкБ = МкА = М2                                                                        (10.22)

    2.7 Определяем эквивалентный изгибающий момент в точке Б, Н·м:

                                                                    (10.23)

    2.8 Определяем диаметр посадочного места под подшипник, dрБ, мм из упрощенного проверочного расчета вала на усталость:

                                                                                    (10.24)

    Сравниваем расчетный диаметр посадочного места под подшипник (см. п. 2.6) с принятым из конструктивных рекомендаций (см. п. 1.3) dрБ dП[2].

    2.9 Определяем эквивалентный изгибающий момент в точке В, Н·м:

                                                                    (10.25)

    2.10 Определяем диаметр посадочного места под зубчатое колесо, dрВ, мм из упрощенного проверочного расчета вала на усталость:

                                                                                    (11.26)

    Сравниваем расчетный диаметр посадочного места под зубчатое колесо (см. п. 2.8) с принятым из конструктивных рекомендаций (см. п. 1.4) dрВ dК.

    Рассчитанные параметры вала зубчатой передачи заносят в контрольную таблицу 15.

    Таблица 15. Параметры ведомого вала зубчатой передачи

    Параметры

    Значения

    Диаметр выходного конца вала, мм

    dВ  

    Диаметр посадочного места под подшипник, мм

    dП

    Диаметр посадочного места под зубчатое колесо, мм

    dК

    Нагрузки, действующие на подшипник, кН

    Fa2 ; RБх ; RГх; RБу ; RГу



    [1] В соответствии с формой вала предположительно опасными являются сечения вала, в которых имеются концентраторы напряжений: I-I – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал; II-II – канавка для выхода шлифовального круга; III-III – шпоночный паз.

    [2] При несоответствии неравенства прочность вала в указанном сечении не обеспечивается.



    Предварительный просмотр:

    Практическая  работа №8  

    Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи. Ее геометрический, кинематический и силовой расчеты.

    Цель:

    1) изучить теоретический материал по теме «Зубчатые передачи»;

    2) научиться рассчитывать основные параметры, размеры и силы в зацеплении зубчатой передачи.

    Задание. Расчет зубчатой передачи.

    Рассчитать основные параметры, размеры и силы в зацеплении закрытой косозубой передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора с прирабатывающимися зубьями привода конвейера.

    Данные для расчета взять в таблицы 6 и занести в таблицу 7.

    Таблица 7. Исходные данные зубчатой передачи

    Передача

    Мощность на быстроходном валу (б/х),

    Р1, кВт

    Передаточное число, изуб

    КПД,

    ηзуб

    Частота вращения

    б/х вала,

    n1 , об/мин

    Вращающий

    момент на

    б/х валу,

    M1, Н·м

    Зубчатая

    1 Предварительный расчет

    1.1 Выбираем материал шестерни и колеса:

    для изготовления зубчатых колес выбираем сталь 40ХН с различной термообработкой, а именно:

    для шестерни — улучшение, твердость сердцевины H1 = 269…302 НВ и закалка зуба ТВЧ до твердости на поверхности зубьев H1 = 48…53 HRCЭ при диаметре заготовки D ≤ 200 мм;

    для колеса — улучшение, средняя твердость сердцевины H2 = 269…302 НВ

    1.2 Определяем базовый предел контактной выносливости, σHlimb, МПа:

    σH lim b1 = 17H1ср + 200;                                                                (8.1)

    σHlimb2 = 2Н2ср + 70,                                                                (8.2)

    где  σH lim b1 , σHlimb2 – базовые пределы выносливости,

    H1ср  - средняя твердость сердцевины шестерни,

    Н2ср – средняя твердость сердцевины колеса.

    1.3 Определяем допускаемые контактные напряжения, [σHi], МПа:

    H1] = σHlimb1 ZN /SH;                                                                (8.3)

    H2] = σHlimb2 ZN /SH,                                                                (8.4)

    где  ZN  — коэффициент долговечности, для учебных расчетов примем ZN  ≈ 1;

    SH — коэффициент запаса прочности, SH = 1,1 (улучшенные, объемно-закаленные колеса с однородной структурой материала).

    1.4 Определяем условное допускаемое контактное напряжение, [σH ], МПа:

    H ] = 0,45([σH1] + [σH2])                                                                (8.5)

    при этом должно выполняться условие [σH ] ≤ 1,23[σH2][1]                                (8.6)

    1.5 Определяем базовый предел выносливости зубьев при изгибе, σF lim b, МПа:

    σFlimb1 = 550 МПа;                                                                 (8.7)

    σFlimb2 = 1,75Н2ср                                                                        (8.8)

    1.6 Определяем допускаемое напряжение изгиба зубьев, [σFi] МПа:

    F1] = σFlimb1 YN ·YA / SF;                                                         (8.9)

    F2] = σF lim b2 YN ·YA / SF ,                                                                (8.10)

    где  YN  — коэффициент долговечности, для учебных расчетов примем YN  ≈ 1;

    YA  — коэффициент реверсивности нагрузки, YА =1 ― при нереверсивной работе;

    SF — коэффициент запаса прочности, SF =1,7 (улучшенные, объемно-закаленные колеса с однородной структурой материала).

    2 Проектировочный расчет

    2.1 Определяем межосевое расстояние, аw, мм:

                                                    (8.11)

    где  М1 — вращающий момент, действующий на валу шестерни, Н·м;

    Ψ — коэффициент ширины зубчатого колеса по межцентровому расстоянию, выбирается из стандартного ряда: Ψ = 0,2; 0,25;0,315; 0,4.

    КНβ — коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, КНβ=1,022;

    Ка — вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ка = 410 КПа1/3;

    изуб — передаточное число зубчатой передачи.

    Полученное значение аw округляют до ближайшего большего стандартного значения: 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500.

    2.2 Определяем ширину зубчатого венца, bi, мм:

    b2 = Ψ ·аw;                                                                                 (8.12)

    b1 = b2 + 5                                                                                (8.13)

    2.3 Определяем нормальный модуль зубьев колес, mn, мм:

    ,                                                        (8.14)

    где Km  — вспомогательный коэффициент, для косозубых колес Km = 2,8·103;

    K — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, K=1,017.

    Полученное значение модуля округляют до ближайшего большего стандартного значения: 1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,25; 2,5; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0; 8,0; 9,0; 10.

    2.4 Определяем угол наклона зубьев, βmin, градус:

    βmin=arcsin(4·mn/b2)                                                                (8.15)

    2.5 Определяем суммарное число зубьев:

    z=2aw cosβmin/mn                        (8.16)

    2.6 Определяем числа зубьев колес:

    z1 = z/ (uзуб + 1);                        (8.17)

    z2 = z- z1                                (8.18)

    2.7 Определяем фактический угол наклона зуба, β, градус

    β=arccos(0,5z·mn/aw)                (8.19)

    3. Расчет геометрических, кинематических и силовых параметров передачи

    При расчетах все линейные и угловые параметры передачи следует округлять с точностью до третьего знака после запятой.

    Изобразить рис. 4 и написать название всех параметров цилиндрического эвольвентного колеса.

    3.1 Определяем делительный диаметр зубьев колес, di, мм:

    d1 = mn ·z1 / cosβ ;                                                                                 (8.20)

    d2 = mn ·z2 / cosβ                                                                                (8.21)

    3.2 Определяем диаметр вершин зубьев колес, dai, мм:

    da1 = d1 + 2mn ;                                                                                 (8.23)

    da2 = d2 + 2mn.                                                                                        (8.24)

    3.3 Определяем диаметр впадин зубьев колес, dfi, мм:

    df1 = d1 – 2,5mn ;                                                                                 (8.25)

    df2 = d2 – 2,5mn.                                                                                (8.26)

    3.4 Определяем окружную скорость колес, v, м/с:

    v = πd1 ·n1 / 60000                                                                                (8.27)

    Назначаем степень точности передачи :

    Степень точности передачи                6      7       8     9

    Окружная скорость колес (max), м/с 30    15     10   4

    3.5 Определяем усилия в зубчатом зацеплении (рис. 5):

    Окружная сила (Н): Ft1 = 2000·M1 / d1                (8.28)

    Радиальная сила (Н): Fr1 = Ft1·tgα /cosβ                (8.29)

    Осевая сила (Н): Fа1 = Ft1·tgβ,                        (8.30)

    где α — угол зацепления, α = 20º.

    Рассчитанные параметры зубчатой передачи заносят в контрольную таблицу 8

    Таблица 8. Параметры зубчатой передачи

    Параметры

    Значения

    Делительный диаметр колеса; d2, мм

    Диаметры вершин зубьев колес, мм

    dа1 , dа2

    Ширины венцов зубчатых колес; мм

    b1 , b2

    Нормальный модуль зубьев колес; mn, мм

    Число зубьев колес

    z1 , z2

    Угол наклона зубьев колес, β, градус

    Межосевое расстояние передачи; аw, мм

    Силы, действующие в зацеплении, Н

    Ft1 =Ft2; Fr1 =Fr2; Fa1 =Fa2

    Примечание. Чертеж схемы зубчатой передачи должен иметь два вида передачи: сверху и сбоку. На чертеже должны быть проставлены габаритные размеры передачи, межосевое расстояние, числа и нормальный модуль зубьев колес, значение и направление угла наклона зубьев колес, направление и значение скорости вращения шестерни (рис. 6).


     



    [1] При невыполнении условия прочности более чем на 5% необходимо заменить марку материала или вид термообработки зубчатых колес.



    Предварительный просмотр:

    Практическая  работа № 11

    Подбор подшипников качения для валов и осей.

    Проверка подшипников на долговечность.

    Цель:

    1) изучить тему «Подшипники качения и скольжения»;

    2) подобрать подшипники для заданного вала.

    Задание. Подбор подшипников для вала передачи. Подобрать подшипники качения для ведомого вала цилиндрической косозубой передачи.Требуемая долговечность подшипников   [L10h ]=12·103 часов, надежность работы – 90 %. Условия применения подшипников – обычные. Данные для расчета взять в таблиц 6, 8, 15 и занести в таблицу 16.

    Таблица 16. Исходные данные

    Нагрузки, действующие на подшипники;  Н

    Диаметр вала под подшипник;

    dП, мм

    Частота вращения ведомого вала;

    n2, об/мин

    RБх

    RБу

    RГх

    RГу

    Fa

    Методические указания

    1. Выбор типа подшипников

    По условиям компоновки и работы подшипниковых узлов и с учетом небольшой величины осевой нагрузки назначаем для обеих опор шариковый радиальный однорядный подшипник (таблица 17)

    Таблица 17. Основные параметры подшипников по ГОСТ 8338-75 (выборка)

    Обоз-на-чение

    Размеры, мм

    Грузоподъем-ность, кН

    Обоз-на-

    чение

    Размеры, мм

    Грузоподъем-

    ность, кН

    d

    D

    В

    r

    Cr

    Cor

    d

    D

    В

    r

    Cr

    Cor

    204

    20

    47

    14

    1,5

    12,7

    6,2

    210

    50

    90

    20

    2

    35,1

    19,8

    205

    25

    52

    15

    1,5

    14,0

    6,95

    211

    55

    100

    21

    2,5

    43,6

    25,0

    206

    30

    62

    16

    1,5

    19,5

    10,0

    212

    60

    110

    22

    2,5

    52,0

    31,0

    207

    35

    72

    17

    2

    25,5

    13,7

    213

    65

    120

    23

    2,5

    56,0

    34,0

    208

    40

    80

    18

    2

    32,0

    17,8

    214

    70

    125

    24

    2,5

    61,8

    37,5

    209

    45

    85

    19

    2

    33,2

    18,6

    215

    75

    130

    25

    2,5

    66,3

    41,0

    По таблице 17 в соответствии с посадочным диаметром на вал, где d = dП, выбираем подшипник  и выписываем всего характеристики. В соответствии с условиями работы и типом подшипника принимаем коэффициенты для расчета:  V = 1; КБ =1,3; КТ =1; Х = 1; Y = 0; а1 = 1;     а23 = 0,7.

    Все полученные значения параметров, без указаний, округляют до ближайшего большего стандартного числа по ГОСТ 6636-69 (целого четного или кратного 5)

    2. Определяем суммарные реакции опор вала, Ri , Н (см. ПР№10, рис. 9):

    ;                                                         (11.1)

    Далее расчет ведем по наиболее нагруженной опоре, Ri max ,Н.

    3. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник, Pr , Н:

    Pr = (VXRi max +YFa КБ ·КТ                                                                        (11.2)

    4. Определяем скорректированную расчетную долговечность подшипника, L10ah, час:

                                                                    (11.3)

    5. Оцениваем пригодность выбранного подшипника по соотношению L10ah ≥[L10h ]; и делаем вывод[1].

    Конструирование подшипникового узла (рисунок 11)

    Схема установки подшипников — «враспор» — вал зафиксирован в двух опорах, причем в каждой опоре в одном направлении.

    В конструкции редуктора (рис. 11) применены закладные крышки, регулирование радиальных подшипников выполнено установкой компенсаторного кольца, установленного между торцами наружного кольца подшипника и крышки. Для удобства сборки компенсаторное кольцо нужно устанавливать со стороны глухой крышки подшипника. При установке радиальных шарикоподшипников между торцом наружного кольца подшипника и торцом крышки подшипника оставляют зазор а=0,2…0,5 мм для компенсации тепловых деформаций.

    Зазор оставляют со стороны крышки имеющей отверстие для выходного конца вала. Этот зазор на чертежах сборочных единиц не показывают. Для смазывания зубчатой передачи предусмотрена картерная смазка. При картерном смазывании зубчатой передачи подшипники смазывают брызгами масла, стекающими с колес, валов и со стенок корпуса. Для смазывания выбираем индустриальное масло по таблицам 18 и 19.

    Таблица 18.

    Контактное напряжение

    σН =[σH ], МПа

    Рекомендуемая кинематическая вязкость масла, мм2 /с;

    при окружной скорости колес, м/с

    До 2

    2…5

    Свыше 5

    Для зубчатых передач работающих при 40 ºС

    До 600

    34

    28

    22

    600…1000

    60

    50

    40

    Таблица 19.

    Марка масла

    Кинематическая вязкость, мм2 /с (табл. 18)

    Для зубчатых передач работающих при 40 ºС

    И-Л-А-22

    19…25

    И-Г-А-32

    29…35

    И-Г-А-46

    41…51

    И-Г-А-68

    61…75

    Для предупреждения вытекания смазочного масла, а также для защиты от загрязнения извне, подшипниковые узлы снабжают уплотнительными устройствами — манжетами.

    Примечания:

    Чертеж схемы подшипникового узла ведомого вала зубчатой передачи вычерчивается в соответствии с рис. 9. Общий вид редуктора представлен на рис. 11. На чертеже указать наименование деталей, входящих в конструкцию подшипникового узла ведомого вала зубчатой передачи. К стандартным деталям относятся: подшипник, компенсаторное кольцо, гайка, шайба, манжета, шпонка.


    Отдушина

    4

    3

    2

    1

    8

    7

    6

    5

    Уровень масла

    9

    10

    11

    Рисунок 11. Редуктор цилиндрический одноступенчатый:

    1 — корпус; 2 — крышка корпуса; 3 — крышка смотрового люка с отдушиной, окантованная с двух сторон вулканизированной резиной; 4 — фильтр из тонкой проволоки; 5 — установочный штифт конический; 6 — пробка маслослива;

    7 — уплотняющая прокладка (кольцо); 8 — маслоуказатель; 9 — крышка подшипника закладная; 10 — компенсаторное кольцо (пружинное); 11 — манжетное уплотнение.


    [1] В выводе необходимо написать соблюдается ли условие пригодности. При несоответствии перерасчет не проводить.



    Предварительный просмотр:

    Порядок работы в дистанционном режиме

    Работу выполнить письменно в тетради, отчет о выполненной работе (фотография учебного материала) отправить в чат для проверки.

    Критерии оценки:         полнота и логичность ответа;

                            правильность данного ответа;

                            срок сдачи работы (работу нужно отправить на проверку до выдачи следующего задания).

    Список литературы:

    1. Куклин, Н.Г. Детали машин [Электронный ресурс]: учебник  / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. Житков. - 9-e изд., перераб. и доп. - М.: КУРС: ИНФРА-М, 2019. -     512 с. - Режим доступа: http://znanium.com/catalog/product/967681 (ЭБС Znanium).

    ЗАДАНИЕ 4

    21.02.01

    1. Изучить тему «Передача винт-гайка» по презентации и учебным материалам.

    2. Составить сравнительную таблицу

    Передача винг-гайка скольжения

    Передача винт-гайка качения

    Устройство

    Применение

    Достоинства

    Недостатки

    Виды разрешения

    Критерий работоспособности


    Предварительный просмотр:

    Чтобы пользоваться предварительным просмотром презентаций создайте себе аккаунт (учетную запись) Google и войдите в него: https://accounts.google.com

    Подписи к слайдам:

    Слайд 1

    Передача винт-гайка

    Слайд 2

    Устройство и назначение передач «винт-гайка» Передача винт-гайка предназначена для преобразования вращательного движения в поступательное (при больших углах подъема винтовой линии, порядка >12°). При этом вращение закрепленной от осевых перемещений гайки вызывает поступательное перемещение винта, или вращение закрепленного от осевых перемещений винта приводит к по­ступательному перемещению гайки. Когда угол подъема больше угла трения, эту передачу можно использовать для преобразования поступательного движения во вращательное. Передача винт-гайка состоит из винта 1 и гайки 2, соприкасающихся винтовыми поверхностями.

    Слайд 3

    Различают два типа передач винт-гайка: передачи трения скольжения или винтовые пары трения скольжения; передачи трения качения или шариковинтовые пары. Ведущим элементом в передаче, как правило, является винт, ведомым - гайка. В передачах винт-гайка качения на винте и в гайке выполнены винтовые канавки (резьба) полукруглого профиля, служащие дорожками качения для шариков.

    Слайд 4

    Конструктивно передача винт-гайка может быть выполнена: передачи с вращающимся винтом и ведомой, поступательно перемещающейся гайкой (наиболее распространенное исполнение) (см.рис.1). Такая схема обычно используется в силовых передачах при больших перемещениях (например, роботы, механизмы изменения стреловидности крыла); с вращающимся и одновременно поступательно перемещающимся винтом при неподвижной гайке (простые домкраты) (см. рис. 2); Рис. 2. Винтовой домкрат: 1 —винт; 2 — гайка; 3 —стопорный винт; 4 — рукоятка; 5 — чашка домкрата; 6— шип, 7 — корпус

    Слайд 5

    передачи с вращающейся гайкой и ведомым поступательно перемещающимся винтом. Такие передачи применяются при небольших перемещениях и значительных осевых нагрузках (например, в механизмах управления стабилизаторами летательных аппаратов) дифференциальная винтовая передача , которая состоит из винта с двумя участками резьбы разных шагов ( Р 1 и Р 2 ), но одного направления. интегральная винтовая передача . Она устроена аналогично дифференциальной, но имеет различные направления резьбы на участках винта. Здесь осевое перемещение гайки относительно стойки пропорционально сумме шагов ( Р 1 + Р 2 ). При небольшом угле поворота винта интегральная передача обеспечивает увеличение осевого перемещения гайки. несоосная винтовая передача.

    Слайд 6

    В зависимости от назначения передачи винты бывают: грузовые, применяемые для создания больших осевых сил. При знакопеременной нагрузке имеют трапецеидальную резьбу, при большой односторонней нагрузке — упорную. Гайки грузовых винтов цельные. ходовые, применяемые для перемещений в механизмах подачи. Для снижения потерь на трение применяют преимущественно трапецеидальную многозаходную резьбу. установочные, применяемые для точных перемещений и регулировок. Имеют метрическую резьбу. Для обеспечения безлюфтовой передачи гайки делают сдвоенными.

    Слайд 7

    Основные показатели качества передач винт – гайка как составной части привода: а) диапазон выбора передаточного отношения; б) предельная частота вращения винта; в) статическая грузоподъемность; г) динамическая грузоподъемность и долговечность; д ) приведенный момент инерции; е) жесткость; ж) кинематическая точность; з ) силы трения и КПД.

    Слайд 8

    Достоинства и недостатки передачи винт-гайка скольжения Д остоинства: 1. возможность получения большого выигрыша в силе; 2. высокая точность перемещения и возможность получения медленного движения; 3. плавность и бесшумность работы; 4. большая несущая способность при малых габаритных размерах; 5. простота конструкции. Недостатки: 1. большие потери на трение и низкий КПД; 2. затруднительность применения при больших частотах вращения.

    Слайд 9

    Достоинства и недостатки передачи винт-гайка качения Достоинства: 1. малые потери на трение. КПД передачи достигает 0,9 и выше (сборка без предварительного натяга); 2. высокая несущая способность при малых габаритах; 3. низкий приведенный коэффициент трения покоя и высокая кинематическая чувствительность (возможность получения малых и точных перемещений); 4. отсутствие осевого и радиального зазоров (то есть мертвого хода); 5. надежная работа в широком диапазоне температур в вакууме; 6. малый износ рабочих поверхностей винта и гайки, обеспечивающий высокую точность и равномерность поступательного движения; 7. высокий ресурс. Недостатки. 1. Требование высокой точности изготовления, сложность конструкции гайки. 2. Относительная сложность и трудоемкость изготовления (особенно операции шлифования специального профиля резьбы гайки и ходового винта). 3. Требование хорошей защиты передачи от загрязнений.

    Слайд 10

    Наиболее характерными областями применения передачи винт – гайка являются: поднятие грузов (домкраты); нагружение в испытательных машинах; осуществление рабочего процесса в станках (винтовые процессы); управление оперением самолетов (закрылки, руки направления и высоты, механизмы выпуска шасси и изменения стреловидности крыла); перемещение рабочих органов робота; точные делительные перемещения (в измерительных механизмах и станках).

    Слайд 11

    Шариковинтовые передачи В шариковинтовых передачах при вращении винта шарики вовлекаются в движение по винтовым канавкам, поступательно перемещают гайку и через перепускной канал возвращаются обратно. Перепускной канал выполняют между соседними или между первым и последним витками гайки. Таким образом, перемещение шариков происходит по замкнутой внутри гайки траектории. Рис. 4. Передача винт-гайка с трением качения

    Слайд 12

    В станкостроении применяют трехвитковые гайки. Пе­репускной канал выполняют в специальном вкладыше, который вставляют в овальное окно гайки. В трехвитковой гайке предусматривают три вкладыша, расположенные под углом 120° один к другому и смещенные до длинегайки на один шаг резьбы по отношению друг к другу. Таким образом, шарики в гайке разделены на три (по числу рабочих витков) независимые группы. При работе передачи шарики, пройдя по винтовой канавке на винте путь, равный длине одного витка, выкатываются из резьбы в перепускной канал вкладыша и возвращаются обратно в ис­ходное положение на тот же виток гайки. Шариковинтовые передачи выполняют с одной или чаще с двумя гайками, установленными в одном корпусе. В конструкциях с двумя гайками наиболее просто исключить осевой зазор в сопряжении винт-гайка и тем самым повысить осевую жесткость пере­дачи и точность перемещения. Устраняют осевой зазор и создают пред­варительный натяг путем относительного осевого (например, с помо­щью прокладок) или углового смещения двух гаек. Наибольшее распространение получил полукруглый профиль канавок с радиусом, превышающим на 3…5% радиус шариков, и с углом контакта α = 45°.

    Слайд 13

    Силовые соотношения в винтовой паре передачи Для удобства рассмотрения сил в винтовой паре развернем виток резьбы по среднему диаметру d 2 в наклонную плоскость, а гайку представим в виде ползуна. Силы, возникающие в резьбе: F a — осевая сила; F t — окружная сила ( F t = 2T/d 2 ; F f = fN , где f — коэффициент трения; N — нормальная реакция). R — равнодействующая сил N и F f , угол между векторами сил R и N — угол трения. Зависимость между F a и F t найдем из уравнения равновесия гайки под дей­ствием сил F t , F a , R:

    Слайд 14

    Самоторможение в передаче «винт-гайка» В этом случае под действием силы F a гайка не может поворачиваться (из-за трения) относительно неподвижного винта. Условие самоторможения По условию (3) проверяют, например, винтовые домкраты. Груз не должен опускаться, пока к рукоятке не приложена сила. Резьбы многозаходные для передачи движения (специальные) имеют угол подъема винтовой линии резьбы = 8 0 -16 0 , угол трения = 2 0 -6 0 (для стального винта и бронзовой гайки) и = 4 0 -8 0 (для стального винта и чугунной гайки). Формула (3) определяет условие самоторможения, а именно для самоторможения передачи винт-гайка необходимо, чтобы угол подъема винтовой линии резьбы был меньше приведенного угла трения . Определение угла : - угол трения; (4) - приведенный угол трения. (5) Передаточное число передачи винт-гайка условно можно записать где С — длина окружности маховичка , с помощью которого осуществляется вращение винта; S — ход винта. При малом ходе винта и большом диаметре маховика можно получить большое передаточное отношение u .

    Слайд 15

    Проектный расчет передачи «винт-гайка скольжения» Как показывает опыт, неудовлетворительная работа винтовых передач чаще всего вызывается износом резьбы. Поэтому основным расчетом всех винтовых передач является расчет на износ, в результате которого определяют диаметр винта и высоту гайки. Проверяя среднее давление р в резьбе, полагают, что все витки резьбы нагружены равномерно. Материал винтовой пары Закаленная сталь—бронза Незакаленная сталь—бронза Закаленная сталь—антифрикционный чугун АЧВ-1, АЧК-1 Незакаленная сталь—антифрикционный чугун АЧВ-2, АЧК-2 Незакаленная сталь—чугун СЧ20, СЧ25 Примечание: 1) При редкой работе, а также для гаек малой высоты значение [ p ] изн может быть повышено на 20%. 2) При проектировании нажимных устройств прокатных станков принимают [ p ] изн = 15…20 МПа. 3) Давление в резьбе винтов, служащих для точных перемещений (делительные цепи станков) должно быть в 2…3 раза меньше, чем в резьбе винтов общего назначения.

    Слайд 16

    Проверка винта на устойчивость Стержень винта работает на сжатие и имеет большую свободную длину. Поэтому сжатые винты проверяют расчетом на устойчивость по условию где s y - расчетный коэффициент запаса устойчивости; [ s y ] - допускаемый коэффициент запаса устойчивости: для грузовых и ходовых винтов принимают [ s y ] = 4...5; σ — расчетное напряжение сжатия в поперечном сечении винта; σ кр - критическое напряжение, возникающее в поперечном сечении винта; N - продольная сила. За расчетное принимают крайнее положение гайки, когда винт подвергается сжатию на максимальной длине. В зависимости от метода определения при расчете на устойчивость винты делятся на три группы: 1-я группа. Винты большой гибкости, 2-я группа. Винты средней гибкости, Гибкость, при которой критическое напряжение в поперечном сечении винта равно пределу текучести. Для этой группы винтов критическое напряжение определяют по формуле Ясинского 3-я группа. Винты малой гибкости. Нет надобности в расчете на устойчивость.

    Слайд 17

    Проверочный расчет винта на прочность При вращении винт сжимается и скручивается. Если число циклов нагружения винта меньше 10 3 ( N < 10 3 ), то стержень винта проверяют на прочность по эквивалентному напряжению по гипотезе формоизменения: где - сжимающее нормальное напряжение, действующее на винт ( d 1 внутренний диаметр резьбы винта) τ - касательное напряжение, действующее на винт ( М – крутящий момент на винте, W 𝜌 = 0,2 – полярный момент сопротивления сечения винта); [σ ] р – допускаемое напряжение, которое во избежание местных пластических деформаций принимают [ σ ] р ≤ σ Т /3. Если число циклов нагружения передачи больше 10 3 (для механизмов летательных аппаратов N = 10 4 …10 5 ), то расчет на прочность стержня винта ведут с учетом усталостного разрушения: где [ n ] –допускаемый коэффициент запаса прочности. Для ходовых винтов летательных аппаратов [ n ] = 1,3…1,5.

    Слайд 18

    КПД передачи «винт-гайка скольжения» В передаче винт-гайка скольжения потери возникают в резьбе и в опорах. Потери в резьбе составляют главную часть. Они зависят от профиля резьбы, ее заходностн , материала винтовой пары, точности изготовления, шероховатости контактирующих поверхностей и вида смазочного материала: где η оп –коэффициент, учитывающий потери в опорах. Этот коэффициент зависит от конструкции винтового механизма. Так, для ходовых винтов станков (опоры — подшипники качения) = 0,98.



    Предварительный просмотр:

    Самостоятельная работа 4. Подбор и расчет муфт

    ЗАДАНИЕ 4

    1. Изучить тему «Муфты».
    2. Пользуясь таблицами 20,21 подобрать муфту МУВП, если диаметр вала, на котором она установлена,; вал вращается с угловой скоростью  и передает мощность . Допускаемое для резиновых втулок принять . Данные своего варианта взять из таблицы 19.

    Таблица 19. Исходные данные

    Вариант

    , мм

    , рад/с

    , кВт

    Вариант

    , мм

    , рад/с

    , кВт

    1

    9

    120

    25

    16

    38

    120

    10

    2

    10

    110

    24

    17

    40

    110

    9

    3

    11

    100

    23

    18

    42

    100

    8

    4

    12

    90

    22

    19

    45

    90

    7

    5

    14

    80

    21

    20

    48

    80

    15

    6

    16

    120

    20

    21

    50

    120

    14

    7

    18

    110

    19

    22

    55

    110

    13

    8

    20

    100

    18

    23

    60

    100

    12

    9

    22

    90

    17

    24

    65

    90

    11

    10

    25

    80

    16

    25

    70

    80

    10

    11

    28

    120

    15

    26

    75

    120

    9

    12

    30

    110

    14

    27

    80

    110

    8

    13

    32

    100

    13

    28

    85

    100

    7

    14

    35

    90

    12

    29

    90

    90

    6

    15

    36

    80

    11

    30

    95

    80

    5

    Методические указания

    Муфты упругие втулочно – пальцевые (МУВП) общего назначения (рис. 12) применяются для передачи вращающих моментов со смягчением ударов с помощью упругих резиновых втулок, надеваемых на пальцы. Они получили широкое распространение, особенно в передачах от электродвигателей.

    Полумуфты насаживают на концы валов с натягом с использованием призматических шпонок. В одной полумуфте на конических хвостовиках закрепляют пальцы с надетыми на них резиновыми втулками. Эти резиновые втулки входят в цилиндрические расточки другой полумуфты. Вследствие деформирования резиновых втулок при передаче момента смягчаются толчки и удары, но амортизирующая способность муфты незначительна. Муфта компенсирует смещения радиальные (0,3…0,6 мм), угловые (до 1°) и осевые. Материал полумуфт – чугун СЧ 20; для быстроходных муфт применяются поковки из стали 30 или стальное литье; пальцы – из нормализованной стали 45, а втулки – из специальной резины.

    Для уменьшения износа ограничивают среднее контактное давление p пальца на втулку:

                                                                                    (13.1)

    где  – диаметр окружности, на которой расположены пальцы, мм;

     – число пальцев;

    – длина упругого элемента, мм;

     – диаметр пальца, мм;

    – допускаемое давление для резиновых втулок, обычно.


    Расчет муфт ведут не по номинальному, а по расчетному крутящему моменту :

                                                                                    (13.2)

                                                                                            (13.3)

    где  – коэффициент перегрузки;

     – номинальный момент на валу, Нм;

     – мощность, Вт;

     – угловая скорость, рад/с.

    Рисунок 12. Упругая втулочно – пальцевая муфта: 1 – резиновые кольца; 2, 3 – фланцы (полумуфты); 4 – гофрированные резиновые втулки; 5 – пальцы.

    В таблицах 20,21 приведены основные параметры и размеры втулочно – пальцевых муфт.

    По стандарту предусматривается выполнение муфт с одним и тем же наружным диаметром D при разных диаметрах d расточек полумуфт. Поэтому с помощью втулочно – пальцевых муфт в технически обоснованных случаях допускается соединение валов разных диаметров.

    При соединении валов разных диаметров муфту выбирают по наибольшему диаметру вала. Полумуфта с меньшим диаметром расточки выполняется с укороченной длиной и уменьшенным диаметром ступицы (1,6…1,8 диаметра расточки).

    Таблица 20. Основные параметры и размеры втулочно-пальцевых муфт


    Таблица 21. Основные параметры и размеры втулочно-пальцевых муфт

    Пример решения задачи

    Подобрать упругую втулочно – пальцевую муфту. Муфта установлена на ведущем валу редуктора диаметром , вращающегося с угловой скоростью  и передающего мощность . Допускаемое давление для резиновых втулок .

    Решение.

    По таблицам 19, 20 выбираем муфту МУВП для диаметра  со следующими параметрами: номинальный передаваемый момент ; максимальная частота вращения ; наружный диаметр муфты ; длина пальца ; диаметр пальца ; число пальцев .

    Находим расчетный крутящий момент на муфте:

    Диаметр окружности расположения пальцев:

    Контактное давление пальца на втулку:

    Условие прочности выполняется.


    Предварительный просмотр:

    Чтобы пользоваться предварительным просмотром презентаций создайте себе аккаунт (учетную запись) Google и войдите в него: https://accounts.google.com

    Подписи к слайдам:

    Слайд 1

    МУФТЫ

    Слайд 2

    Муфты Муфты предназначены соединять отдельные валы, расположенные на одной оси, и передавать им крутящий момент.

    Слайд 3

    Муфта продольно-свертная Втулочно - пальцевая муфта Муфта крестово-шарнирная Применяется в тех случаях, когда оси соединяемых валов расположены под углом 40-60 о Муфта кулачково - дисковая 1,2-полумуфты 3-диск промежуточный При передаче движения между несоосными валами кулачки диска скользят в пазах полумуфт. Втулочная муфта Муфта упругая компенсирующая со змеевидной пружиной (2), которая смягчает толчки и удары.

    Слайд 4

    Глухие муфты Втулочная муфта Муфта продольно-свертная Муфта поперечно-свертная

    Слайд 5

    Упругие муфты не только компенсируют несоосность валов , но и смягчают толчки и удары за счет упругих элементов Муфта упругая компенсирующая со змеевидными пружинами Ленточная змеевидная пружина(2) смягчает толчки и удары. Втулочно - пальцевая муфта

    Слайд 6

    Компенсирующие муфты Муфта крестово-шарнирная Муфта кулачково - дисковая При передаче движения между несоосными валами кулачки диска скользят в пазах полумуфт 1,2-полумуфты 3-диск промежуточный Применяется в тех случаях, когда оси соединяемых валов расположены под углом 40-60 о

    Слайд 7

    Управляемые муфты- применяют в тех случаях, когда нужно осуществлять частые пуски и остановки

    Слайд 8

    Механические управляемые муфты Кулачковая муфта Фрикционная муфта Фрикционные муфты служат для плавного сцепления валов под нагрузкой на ходу при любых скоростях Электрические, пневматические, гидравлические управляемые муфты - это те же фрикционные муфты, но управляемые не механически(через рычаги), а с помощью электрической энергии, гидравлики, пневматики.

    Слайд 9

    Муфта с разрушающимся элементом

    Слайд 10

    . ОБГОННЫЕ МУФТЫ передают момент в одном направлении и допускают свободное относительное вращение в противоположном

    Слайд 11

    Центробежные муфты служат для автоматического соединения (или разъединения) валов при достижении ведущим валом заданной частоты вращения .

    Слайд 12

    ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ выполняют функцию предохранительного звена при перегрузке машины или ее отдельных механизмов. Муфта с разрушающимся элементом Муфта пружинно-шариковая

    Слайд 13

    Спасибо за внимание!


    Предварительный просмотр:

    Чтобы пользоваться предварительным просмотром создайте себе аккаунт (учетную запись) Google и войдите в него: https://accounts.google.com


    Предварительный просмотр:

    Практическая  работа №12

    Расчет соединений с натягом. Выбор стандартной посадки

    Цель:

    1) изучить тему «Соединения с натягом»;

    2) рассчитать основные параметры и подобрать шпоночное соединение.

    Задание. Расчет шпоночных соединений. Выбрать тип стандартных шпоночных соединений для ведомого вала цилиндрической косозубой передачи с зубчатым колесом и звездочкой; подобрать размеры шпонок.

    Исходные данные взять из таблицы 13 и таблицы 15:

    Диаметр посадочного места под зубчатое колесо; dК , мм

    Диаметр выходного конца вал; dВ , мм

    Вращающий момент на ведомом валу; М2 , Н·м

    Эквивалентный момент (см. ПР№10, п. 2.9); Мэкв IIIВ , Н·м

    Допускаемое напряжение смятия,

    [σ]см =150 МПа.

    Методические указания

    1.1 Выбор типа соединения

    При конструировании нескольких шпоночных пазов на одном валу их располагают на одной образующей. Для разных ступеней одного и того же вала назначать одинаковые по сечению шпонки, исходя из ступени меньшего диаметра. Для соединений принимаем призматические шпонки (рисунок 12, таблица 20)

    Таблица 20. Шпонки призматические ГОСТ 23360-78 (выборка)

    Диаметр

    вала,

    d, мм

    Сечение шпонки,

    Глубина паза, мм

    Диаметр

    вала,

    d, мм

    Сечение шпонки,

    Глубина паза,

    мм

    b

    h

    вала,

    t1

    ступицы,

    t2

    b

    h

    вала,

    t1

    ступицы,

    t2

    мм

    мм

    От 12 до 17

    5

    5

    3

    2,3

    ׀׀ 38  ׀׀44

    12

    8

    5

    3,3

    ׀׀ 17 ׀׀ 22

    6

    6

    3,5

    2,8

    ׀׀ 44  ׀׀50

    14

    9

    5,5

    3,8

    ׀׀ 22  ׀׀30

    8

    7

    4

    3,3

     ׀׀50  ׀׀58

    16

    10

    6

    4,3

    ׀׀ 30  ׀׀38

    10

    8

    5

    3,3

    ׀׀ 58  ׀׀65

    18

    11

    7

    4,4

    Примечание. Длину призматической шпонки выбирают из ряда: 10; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140.

    Выбрали шпонку и выписываем параметры: b ; h; t1 ; t2 .

    Все полученные значения параметров, без указаний, округляют до ближайшего большего стандартного числа по ГОСТ 6636-69 (целого четного или кратного 5)


    1.2 Определяем длину шпонки для соединения вала со звездочкой, lp1, мм:

                                                                    (12.1)

    с учетом конструктивного исполнения шпонки[1] определяем l1, мм.

    1.3 Определяем длину шпонки для соединения вала с зубчатым колесом, lp2, мм:

                                                                    (12.2)

    с учетом конструктивного исполнения шпонки определяем l2 , мм.

    2 Расчет штифта предохранительной муфты (рисунок 13)

    Определить диаметр срезного штифта предохранительной муфты 

    Исходные данные: предаваемый муфтой вращающий момент; МБ , Н·м,

    число штифтов – z=1,

    материал штифта – сталь 45 с τв = 390 МПа,

    радиус расположения оси штифта; R = 45 мм.

    2.1 Определяем предельный вращающий момент, передаваемый при нормальной работе муфты, Мпред, Н·м:

    Мпред = 1,25·МБ,                                                                        (12.3)

    где МБ - предаваемый муфтой вращающий момент, Н·м,

    2.2 Определяем диаметр штифта из расчета на срез, dш, мм:

                                                                    (12.4)

    принимаем штифт диаметром dш , мм.



    [1] ГОСТ 23360-78 предусматривает по форме торцов призматические шпонки трех исполнений: А – со скругленными торцами l = lp +b; В – с плоскими торцами l = lp; С – с 1 скругленным торцом l = lp +b/2.



    Предварительный просмотр:

    Практическая  работа №9  

    Проектный расчет червячной передачи.

    Ее геометрический, кинематический и силовой расчеты.

    Цель:

    1) изучить теоретический материал по теме «Червячные передачи»;

    2) научиться рассчитывать основные параметры, размеры и силы в зацеплении червячной передачи.

    Задание. Рассчитать червячную передачу одноступенчатого редуктора и проверить зубья червячного колеса на прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба, если мощность на валу червяка - Р (кВт), угловая скорость ведущего вала  ω1 (рад/с), передаточное число u.

    Червяк выполнен из закаленной стали 40Х, с твердостью витков HRC≥45.

    Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной работы при постоянной нагрузке. Данные для своего варианта взять из таблицы 9.

    Таблица 9. Исходные данные.

    № варианта

    Мощность

    Р1, кВт

    Угловая скорость

    ω1 (рад/с)

    Передаточное число

    u

    Расположение червяка

    1

    16

    1,6

    94

    10

    нижнее

    2

    17

    2,1

    106

    12,5

    нижнее

    3

    18

    2,5

    110

    16

    нижнее

    4

    19

    3,2

    124

    20

    нижнее

    5

    20

    1,8

    115

    25

    нижнее

    6

    21

    3,5

    98

    10

    верхнее

    7

    22

    4,5

    130

    12,5

    верхнее

    8

    23

    5,5

    104

    16

    верхнее

    9

    24

    6,5

    112

    20

    верхнее

    10

    25

    7,5

    125

    25

    верхнее

    11

    26

    6,5

    94

    25

    нижнее

    12

    27

    5,5

    106

    20

    нижнее

    13

    28

    4,5

    110

    16

    нижнее

    14

    29

    3,5

    124

    12,5

    нижнее

    15

    30

    1,8

    106

    10

    нижнее

    Методические указания

    1. Материалы для изготовления зубчатых венцов червячных колес условно делят на три группы.

    Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения и производится по таблице 10.

    Угловая скорость тихоходного вала: ω2 = ω1 /u                                                (9.1)

    Вращающий момент на валу червячного колеса: Т2=103Р/ ω2                                (9.2)

    Скорость скольжения определяется:

                                                                            (9.3)

    где Т2 – вращающий момент на валу червячного колеса, Н∙м;

    ω2 – угловая скорость тихоходного вала, рад/с;

    u – передаточное число редуктора.

    Выбрать материал из таблицы 10 и выписать следующие характеристики: σВ,, σТ,.


    Таблица 10. Материалы для червячных колес

    Группа

    Материал

    Способ отливки

    σВ, МПа

    σТ, МПа

    Скорость скольжения Vs, м/с

    I

    БрО10Н1Ф1

    Ц

    285

    165

    ≥5

    БрО10Ф1

    К

    275

    200

    З

    230

    140

    БрО5Ц5С5

    К

    200

    90

    З

    145

    80

    II

    БрА10Ж4Н4

    Ц

    700

    460

    2…5

    К

    650

    430

    Бр10ЖЗМц1,5

    К

    550

    360

    З

    450

    300

    БрА9ЖЗЦЛ

    Ц

    530

    245

    К

    500

    230

    З

    425

    195

    ЛЦ23А6ЖЗМц2

    Ц

    500

    330

    К

    450

    295

    З

    400

    260

    III

    СЧ18

    З

    355

    -

    ≤2

    СЧ15

    З

    315

    -

    1. Определить допускаемые контактные [σH]и изгибные [σF] напряжения по таблице 11.

    Таблица 11. Зависимости для допускаемых контактных и изгибных напряжений.

    Группа материалов

    H], МПа

    F], МПа

    I

    0.9Cv∙σB

    0.08σB+0.25 σT

    II

    300-25Vs

    0.12∙σB

    III

    200-35Vs

    где Cv – коэффициент, учитывающий износ материала, выбрать в зависимости от скорости скольжения:

    Vs

    1

    2

    3

    4

    5

    6

    7

    8

    Cv

    1,33

    1,21

    1,11

    1,02

    0,95

    0,88

    0,83

    0,80

    Если червяк расположен вне масляной ванны, то значение контактного напряжения [σH] нужно уменьшить на 15%.

    3. Определить главный параметр – межосевое расстояния, мм:

                                                                                    (9.4)

    где  - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н∙м.

    Полученное значение выбираем из стандартного ряда чисел: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500 мм.

    4. Выбрать число витков червяка , которое зависит от передаточного числа:

    8…14

    15…30

    Св.30

    4

    2

    1

    5. Определить число зубьев червячного колеса: ,                                 (9.5)

    где  – число витков червяка,

    u – передаточное число.

    Полученное значение округлить в меньшую сторону до целого числа.

    Рекомендуется .

    Оптимальное значение .

    6. Определить модуль зацепления m:

    ,                                                                        (9.6)

    где  – межосевое расстояние, мм;

    z2 – число зубьев червячного колеса.

    Значение модуля округлить в большую сторону до стандартного:

    Таблица 12. Стандартный ряд чисел

    1ряд

    1,6

    2

    2,5

    3,15

    4

    5

    6,3

    8

    10

    12,5

    16

    20

    2ряд

    3

    3,5

    6

    7

    12

    7. Определить коэффициент диаметра червяка:

                                                                                    (9.7)

    Полученное значение q округлить до стандартного из ряда чисел:

    Таблица 13. Стандартный ряд чисел

    q

    1 ряд

    6,3

    8

    10

    12,5

    16

    2 ряд

    7,1

    9

    11,2

    14

    18

    По стандарту допускается применять q=7,5 и 12. Для сокращения числа размеров фрез для нарезания червячных колес в стандарте ограничены значения q.

    8. Определить коэффициент смещения инструмента х:

                                                                            (9.8)

    где  – межосевое расстояние, мм;

    z2 – число зубьев червячного колеса,;

    m – модуль зацепления, мм;

    q – коэффициент диаметра червяка.

    По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х допускается: . Если это условие не выполняется, то следует варьировать значениями q и . При этом  рекомендуется изменить в пределах 1…2 зубьев, чтобы не превысить допускаемое отклонение передаточного числа (см. п. 9), а значение q принять в пределах, предусмотренных в пункте 7.

    9. Определить фактическое передаточное число  и проверить его отклонение от заданного: .                                                                                 (9.9)

    Отклонение не более

    10. Определить фактическое значение межосевого расстояния:

                                                                            (9.10)

    где  – межосевое расстояние, мм;

    z2 – число зубьев червячного колеса,;

    m – модуль зацепления, мм;

    х – коэффициент смещения инструмента.

    11. Определить основные геометрические размеры передачи:

    а) основные размеры червяка:

    делительный диаметр                                                                 (9.11)

    начальный диаметр                                                         (9.12)

    диаметр вершин витков                                                         (9.13)

    диаметр впадин витков                                                         (9.14)

    делительный угол подъёма линии витков                                 (9.15)

    длина нарезаемой части червяка                         (9.16)

    где при                                                 (9.17)

    б) основные размеры венца червячного колеса:

    делительный диаметр                                                                 (9.19)

    д                                                (9.20)

    наибольший диаметр колеса                                         (9.21)

    диаметр впадин зубьев                                                 (9.22)

    ширина венца:                                                 (9.23)

                    .

    условный угол обхвата червяка венцом колеса 2δ:

                                                                            (9.24)

    где  - диаметр вершин витков, мм;

    b2- ширина венца, мм;

    m – модуль зацепления, мм.

    Угол должен быть в пределах 90…120 градусов.

    12. Коэффициент полезного действия червячной передачи:

                                                                                            (9.25)

    где  – угол трения, град. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения  согласно таблице 14.

    Таблица 14. Значения угла φ' трения в червячной передаче при различных скоростях скольжения νs

    Scan20035

    13. Проверить контактные напряжения зубьев колеса,  Н/м:

                                                                            (9.26)

    где  – окружная сила на колесе, Н;

                                                                                            (9.26)

    где К – коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса .                                                                        (9.27)

    K=1 при |с

    К=1,1…1,3 при

    Допускаемые контактные напряжения  = 5%. Если условие прочности не выполняется, то следует выбрать другую марку материала венца червячного колеса и повторить весь расчет.

    14. Проверить напряжения изгиба зубьев колеса

                                                                            (9.28)

    где К – коэффициент нагрузки,

    YF2 – коэффициент. формы зуба . червячного колеса, определяется по таблице 15.

    Таблица 15. Коэффициенты формы зуба YF2 червячного колеса.

    Zv2

    YF2

    Zv2

    YF2

    Zv2

    YF2

    Zv2

    YF2

    20

    1,98

    30

    1,76

    40

    1,55

    80

    1,34

    24

    1,88

    32

    1,77

    45

    1,48

    100

    1,3

    26

    1,85

    35

    1,64

    50

    1,45

    150

    1,27

    28

    1,8

    37

    1,61

    60

    1,4

    300

    1,24

    15. Определить окружную силу на червячном колесе

                                                                                    (9.29)

    где  - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н∙м,

    - делительный диаметр червяка, мм.

    16. Определить окружную силу на червяке

                                                                    (9.30)

    где  - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н∙м.

    u – передаточное число,

    η – КПД червячной передачи,

    - делительный диаметр червяка, мм.

    17. Определить радиальную силу на червяке F

                                                                                    (9.31)

    где

    18. Сделать вывод о проделанной работе.


    Предварительный просмотр:

    Чтобы пользоваться предварительным просмотром презентаций создайте себе аккаунт (учетную запись) Google и войдите в него: https://accounts.google.com

    Подписи к слайдам:

    Слайд 1

    ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ (ЧП) Вопросы, изложенные в лекции: 1. Определение, классификация ЧП. 2. Геометрия, кинематика и динамика ЧП. 3. Материалы и изготовление ЧП. Учебная литература: 1. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для вузов. - М.: Высшая школа, 1991. - 383 с. 2. Куклин Н.Г. и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. Житков. – 5-е изд., перераб. и допол. – М.: Илекса, 1999.- 392 с. 6. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.

    Слайд 2

    Определение и классификация ЧП. Червячная передача – это передача, два подвижных звена которой, червяк и червячное колесо, образуют совместно высшую зубчато-винтовую кинематическую пару, а с третьим, неподвижным звеном, низшие вращательные кинематические пары. Рис. 6.1. Червячная передача : 1 – червяк; 2 – червячное колесо. По определению, червячная передача обладает свойствами как зубчатой (червячное колесо на своем ободе несет зубчатый венец), так и винтовой (червяк имеет форму винта) передачи. Червячная передача, как и винтовая, характеризуется относительно высокими скоростями скольжения витков червяка по зубьям червячного колеса.

    Слайд 3

    Достоинства червячных передач: 1) компактность и относительно небольшая масса конструкции; 2) возможность получения больших передаточных чисел в одной ступени (стандартные передачи – u  80 , специальные  u  300 ); 3) высокая плавность и кинематическая точность; 4) низкий уровень шума и вибраций; 5) самоторможение при передаче движения в обратном направлении - невозможность передачи движения от червячного колеса к червяку. Недостатки червячных передач: 1) низкий КПД и высокое тепловыделение; 2) повышенный износ и уменьшенный срок службы; 3) склонность к заеданию, что вызывает необходимость применения специальных антифрикционных материалов для зубчатого венца червячного колеса и специальных видов смазки с антизадирными присадками. Классификация червячных передач : 1. по направлению линии витка червяка – 1.1. правые (при наблюдении с торца червяка и его вращении по часовой стрелке червяк вкручивается в пространство - уходит от наблюдателя); 1.2. левые (при наблюдении с торца червяка и его вращении по часовой стрелке червяк выкручивается из пространства - идёт на наблюдателя); 2. по числу заходов червяка – 2.1. с однозаходным червяком, имеющим один гребень, расположенный по винтовой линии, наложенной на делительный цилиндр червяка;

    Слайд 4

    2.2. с двух-, трёх-, четырёх-, многозаходным червяком, имеющим соответственно 2, 3, 4 или более одинаковых гребней расположенных по винтовой линии, наложенной на делительный цилиндр червяка; 3. по форме делительной поверхности червяка – 3.1. с цилиндрическим червяком (образующая делительной поверхности – прямая линия); 3.2. с глобоидным червяком (образующая делительной поверхности – дуга окружности, совпадающая с окружностью делительной поверхности червячного колеса); 4. по положению червяка относительно червячного колеса – 4.1.с нижним расположением червяка; 4.2. с верхним расположением червяка; 4.3. с боковым расположением червяка; 5. по пространственному положению вала червячного колеса – 5.1.с горизонтальным валом червячного колеса; 5.2.с вертикальным валом червячного колеса; 6. по форме боковой (рабочей) поверхности витка червяка (рис. 6.2) – 6.1. с архимедовым червяком (обозначается ZA ), боковая поверхность его витков очерчена прямой линией в продольном сечении; 6.2. с конволютным червяком (обозначается ZN ), боковая поверхность его витков очерчена прямой линией в нормальном к направлению витков сечении; 6.3. с эвольвентным червяком (обозначается ZI), боковая поверхность его витков в продольном сечении очерчена эвольвентой.

    Слайд 5

    Рис. 6.2. Установка резца при нарезании архимедовых (1), конволютных (2) и эвольвентных (3) червяков. Эвольвентный червяк эквивалентен цилиндрическому эвольвентному косозубому колесу с числом зубьев, равным числу заходов червяка. Форма боковой поверхности червяка мало влияет на работоспособность червячной передачи и, в основном, связана с выбранной технологией изготовления червяка (рис. 6.2).

    Слайд 6

    Геометрия, кинематика и динамика ЧП. Геометрию, кинематику и динамику червячной передачи рассмотрим на примере передачи с архимедовым червяком. Геометрические характеристики червячной передачи связаны между собой соотношениями, аналогичными соотношениям зубчатых передач. Основным стандартизованным параметром червячной передачи является модуль m (измеряется в мм), осевой для червяка и окружной (торцовый) для червячного колеса. Поскольку делительный диаметр червяка невозможно связать с числом его заходов z 1 , для определения делительного диаметра червяка вводится специальный коэффициент диаметра червяка q , показывающий число модулей, укладывающихся в делительный диаметр. Рис. 6.3. Размеры цилиндрического червяка

    Слайд 7

    Рис. 6.4. Параметры венца червячного колеса Свои особенности имеет и геометрия венца червячного колеса. В виду того, что образующая делительной поверхности венца червячного колеса (рис. 6.4) имеет дугообразную форму и, следовательно, в разных точках разное удаление от оси вращения колеса, все основные размерные показатели (делительный диаметр, высота зуба и др.) измеряются в серединной плоскости, проходящей через геометрическую ось червяка. Модуль с делительными диаметрами червяка (рис. 6.3) и червячного колеса (рис. 6.4) связан соотношениями . (6.1) Расстояние, измеренное между одноименными поверхностями двух соседних гребней нарезки червяка, называют расчетным шагом нарезки червяка . Расчетный шаг нарезки червяка связан с модулем червячного зацепления соотношением, аналогичным таковому для зубчатого зацепления: . (6.2)

    Слайд 8

    Расстояние, измеренное между одноименными поверхностями двух соседних гребней, принадлежащих общей винтовой линии нарезки червяка, называют ходом витка червяка . Из определения следует, что расчетный шаг p и ход витка p z связаны соотношением . (6.3) Высота головок витков червяка и зубьев червячного колеса также как и в зубчатом зацеплении равна модулю зацепления ( h a 1 = h a 2 = m ), а высота их ножек с целью исключения возможности утыкания головки зуба в дно впадины, как и в конических передачах, на 20% больше модуля зацепления ( h f 1 = h f 2 = 1,2 m ). Тогда диаметр вершин витков (внешний диаметр) червяка d a 1 (рис. 6.3) и диаметр вершин зубьев червячного колеса d a 2 (рис. 6.4) могут быть найдены по выражениям ; (6.4) а диаметр впадин витков (внутренний диаметр) червяка d f 1 (рис. 6.3) и диаметр впадин зубьев червячного колеса d f 2 (рис. 6.4)  по выражениям . (6.5) Измеренный в плоскости осевого сечения угол  между касательной к боковой поверхности витков червяка и нормалью к оси его вращения для архимедовых червяков является величиной постоянной, стандартизован и равен 20  (угол заострения витка составляет 40  ).

    Слайд 9

    Для доведения межосевого расстояния передачи до стандартного значения используется смещение инструмента при изготовлении зубчатого венца червячного колеса. Положительным считается смещение инструмента в направлении от оси вращения колеса (положительное смещение увеличивает a W , отрицательное  уменьшает) Отношение величины смещения инструмента к модулю нарезаемого колеса называют коэффициентом смещения (обозначается буквой x ). По условию неподрезания и незаострения зубьев коэффициент смещения выбирается в пределах -1  x  +1 . Длина нарезанной части червяка b 1 зависит от числа его заходов и величины смещения и для x  0 выбирается по эмпирической формуле ; (6.6) с округлением до ближайшего большего значения по ряду стандартных линейных размеров. При положительном смещении ( x  0 ) длину нарезанной части червяка следует уменьшить . (6.7)

    Слайд 10

    Отношение хода витка к длине начальной окружности червяка – есть величина тангенса угла подъёма  винтовой линии нарезки червяка (6.8) Максимальный диаметр d aM 2 червячного колеса устанавливается в некоторой степени произвольно. Увеличение этого диаметра способствует увеличению площади контактной поверхности зубьев колеса и снижению контактных напряжений на этой поверхности, возникающих в процессе работы передачи. Чрезмерное его возрастание приводит к заострению периферийных участков зуба и исключению их из передачи рабочих нагрузок из-за повышенной гибкости. Поэтому максимальный диаметр зубьев червячного колеса d aM 2 имеет ограничение сверху по соотношению . (6.9)

    Слайд 11

    Ширину зубчатого венца червячного колеса b 2 выбирают по стандартному ряду размеров. При этом размер b 2 должен удовлетворять соотношению при числе витков червяка z 1 = 1 и z 1 = 2 ; (6.10) а при числе витков червяка z 1 = 4 . (6.11) Условный угол охвата витков червяка зубьями червячного колеса 2  (рис. 6.4). определяют по точкам пересечения боковых (торцовых) поверхностей червячного колеса с условной окружностью, диаметр которой равен , следовательно . (6.12) Межосевое расстояние для несмещенной червячной передачи составляет . (6.13) Для передачи, червячное колесо которой нарезалось со смещением инструмента, межосевое расстояние составит . (6.14)

    Слайд 12

    В червячной передаче, в отличие от зубчатой, окружные скорости витков червяка v 1 и зубьев червячного колеса v 2 (рис. 6.5) различны как по величине, так и по направлению. Витки червяка при его вращении получают скорость v 1 , направленную по касательной к его начальной окружности, а зубья червячного колеса движутся совместно с винтовой линией параллельно оси червяка со скоростью v 2 . За один оборот червяка червячное колесо повернется на угол, охватывающий число зубьев колеса, равное числу заходов червяка. Эти простые наблюдения позволяют записать следующую зависимость для вычисления передаточного числа червячной передачи . (6.15) Геометрическая сумма скоростей v 1 и v 2 равна скорости относительного движения витков червяка по отношению к зубьям колеса. План скоростей, построенный для зацепления, позволяет записать следующие зависимости Рис. 6.5. Схема скоростей в червячной передаче . (6.16) Таким образом, скорость скольжения витков червяка по зубьям червячного колеса является наибольшей по сравнению с тангенциальными скоростями движения витков червяка и зубьев червячного колеса.

    Слайд 13

    Коэффициент полезного действия  з червячного зацепления можно вычислить как КПД винтовой кинематической пары: при ведущем червяке ; (6.17) а при ведущем червячном колесе ; (6.18) где - угол трения в червячной кинематической паре, а f коэффициент трения для материалов витков червяка и зубьев червячного колеса. При     зо = 0 передача движения от червячного колеса к червяку становится невозможной – происходит самоторможение. Свойство самоторможения обратного движения широко используется в лебёдках и грузоподъёмных механизмах. Однако необходимо отметить, что у таких самотормозящихся механизмов и в прямом направлении передачи движения КПД невелик.

    Слайд 14

    В червячной передаче сила F n , действующая со стороны червяка, воспринимается, как правило, не одним, а несколькими зубьями колеса. Однако, также как и в зубчатых передачах, при выполнении расчетов эту силу принято располагать в полюсе зацепления (рис. 6.6, а). Эту силу не трудно разложить по правилу параллелограмма на три взаимно перпендикулярных составляющих F t 1 , F r 1 и F a 1 . Далее, согласно третьему закону Ньютона устанавливаем, что (рис. 6.6, б) F t 2 = F a 1 , F a 2 = F t 1 и F r 2 = F r 1 . Рис. 6.6. Силы в червячной передаче Тангенциальные силы на червяке и червячном колесе наиболее удобно вычислить через вращающие моменты на соответствующих валах, тогда (6.19) И . (6.20) Радиальные силы на червяке и колесе . (6.21)

    Слайд 15

    Материалы и изготовление ЧП. Витки червяка и зубчатый венец червячного колеса должны иметь достаточную прочность и составлять антифрикционную пару , обладающую высокой износостойкостью и сопротивляемостью заеданию в условиях больших скоростей скольжения при значительных нормальных силах между контактирующими поверхностями. Для изготовления червяков применяют стали: 1. Качественные среднеуглеродистые марок 40, 45, 50. Из них изготавливают малоответственные червяки. Заготовку перед механической обработкой подвергают улучшающей термической обработке ( HRC э  36). Червяк точат на токарном станке с последующей ручной или механической шлифовкой и полировкой рабочих поверхностей витков. 2. Среднеуглеродистые легированные марок 40Х, 45Х, 40ХН, 40ХНМА, 35ХГСА для изготовления червяков ответственных передач. После предварительной обработки на токарном станке деталь подвергают улучшающей термообработке ( HRC э  45). После термообработки рабочие поверхности витков шлифуют на специальных червячно-шлифовальных станках или непосредственно на токарном станке. 3. Мало- и среднеуглеродистые легированные стали марок 20Х, 12ХН3А, 25ХГТ, 38ХМЮА для червяков высоко­нагруженных передач, работающих в реверсивном режиме. Деталь, изготовленная с минимальным припуском под окончательную обработку, подвергается поверхностной химико-термической обработке (цементация, азотирование и т.п.), после чего закаливается до высокой поверхностной твердости ( HRC э 55…65). Рабочая поверхность витков червяка шлифуется и полируется (иногда шевингуется).

    Слайд 16

    Зубчатые венцы червячных колёс выполняют обычно литьём из чугуна или бронзы. Чугунный венец применяется в низкоскоростных открытых и закрытых передачах ( v s  2 м/с ) (серые чугуны СЧ15, СЧ20; ковкие чугуны КЧ15, КЧ20) и может отливаться за одно целое с ободом червячного колеса при отливке последнего. Для средних скоростей скольжения ( 2 < v s  5 м/с ) зубчатые венцы червячных колес изготавливают из безоловянистых железоалюминиевых литейных бронз (Бр А9Ж3Л, Бр А10Ж4Н4Л) и латуни. Эти бронзы при высокой механической прочности обладают пониженными антизадирными свойствами, и их применяют в паре с червяками, имеющими шлифованную и полированную рабочую поверхность витков высокой твердости ( HRC э  45). Для передач с высокой скоростью скольжения (5 < v s  25 м/с) венцы червячных колёс изготавливают из оловянистых бронз (Бр О10Ф1, Бр О10Н1Ф1), обладающих в сравнении с безоловянистыми пониженной прочностью, но лучшими антизадирными свойствами. Заготовки для бронзовых венцов червячных колёс отливают в землю, в кокиль (металлическую форму) или центробежным литьём. Отливки, полученные центробежным литьём, имеют наилучшие прочностные характеристики. Заготовка для нарезания зубчатого венца может быть отлита непосредственно на ободе червячного колеса, либо в виде отдельной детали, тогда венец выполняется насадным с закреплением его как от возможности проворота, так и от продольного смещения.

    Слайд 17

    В настоящей лекции представлены начальные сведения по конструкции, кинематике и динамике червячных передач, названы основные материалы, используемые для изготовления червяков и зубчатых венцов червячных колес, а также некоторые технологические сведения. Вопросы, связанные с проектным и проверочным расчетом червячных передач рассмотрим в следующей лекции.

    Слайд 18

    Л екци я окончена . Спасибо за внимание


    Предварительный просмотр:

    Чтобы пользоваться предварительным просмотром создайте себе аккаунт (учетную запись) Google и войдите в него: https://accounts.google.com

    Предварительный просмотр:

    Чтобы пользоваться предварительным просмотром презентаций создайте себе аккаунт (учетную запись) Google и войдите в него: https://accounts.google.com

    Подписи к слайдам:

    Слайд 1

    Разъемные соединения деталей

    Слайд 2

    Разъемные соединения позволяют многократно выполнять его разборку и последующую сборку, при этом целостность деталей не нарушается.

    Слайд 3

    Разъемные соединения Резьбовые соединения Соединения клином Соединение с применением штифтов Шпоночное соединение Зубчатое соединение

    Слайд 4

    Резьбовое соединение

    Слайд 5

    Соединение клином

    Слайд 6

    Шпоночное соединение

    Слайд 7

    Болтовое соединение Болтовое соединение применяется для скрепления двух и более деталей.

    Слайд 8

    Изображение резьбового соединения На продольных разрезах показана только та часть внутренней резьбы, которая не закрыта завернутой в нее деталью, конец ввернутой детали выполняется сплошной основной толстой линией.

    Слайд 9

    На поперечных разрезах, если секущая плоскость рассекает обе соединяемые детали, штриховка завернутой детали выполняется до наружной окружности резьбы.

    Слайд 10

    Вычерчивание болтового соединения выполняется по следующим условным соотношениям в зависимости от наружного диаметра болта: d .

    Слайд 11

    Диаметр стержня болта d ; Диаметр гайки и головки болта D=2d ; Высота головки болта h=0 ,7 d ; Высота гайки H=0 ,8 d ; Размер под ключ S =1,75 d ; Наружный диаметр шайбы D ш=2,2 d ; Высота шайбы S ш=0,15 d ; Внутренний диаметр резьбы d1=0 , 85 d ; Длина резьбы на конце болта L о=2 d+6 мм; Конец стержня болта, выступающего за гайку К=0,35 d ; Диаметр отверстия под болт в соединяемых деталях А=1,1 d ; Радиус дуги фаски на главном виде R=1 ,5 d ;

    Слайд 12

    Длину болта подсчитываем по формуле: L = n + m + S ш + H + K ; Болт, как сплошное тело, показывают не рассеченным. Гайку и шайбу в болтовом соединении показывают также без разреза.

    Слайд 13

    упрощенное и условное изображение резьбовых соединений ГОСТ 2.315-68 Упрощенные изображения на сборочных чертежах возможны, потому что для выполнения сборочных операций не нужны мелкие конструктивные подробности крепежных изделий, так как они поступают на сборку в готовом виде.

    Слайд 14

    1 . резьба показывается по всей длине крепежной резьбовой детали. 2 . фаски закругления, а также зазоры между стержнем детали и отверстием не изображаются. При упрощенных изображениях

    Слайд 15

    3. На видах сверху резьба на стержне изображается одной окружностью, соответствующей наружному диаметру резьбы. 4.На этих же видах не изображается шайба, применяемая в соединении.

    Слайд 16

    Условные изображения Условные изображения резьбовых соединений применяются в тех случаях, когда на чертеже диаметры стержней крепежных деталей равны или меньше 2 мм.

    Слайд 17

    Неразъёмные соединения Вопросы, изложенные в лекции: 1. Соединения, классификация. 2. Заклёпочные соединения. 3. Сварные соединения. 4. Паяные и клеевые соединения.

    Слайд 18

    Определения: С оединения  н еподвижные связи между элементами машин. Соединение деталей – конструктивное обеспечение их контакта с целью кинематического и силового взаимодействия, либо для образования из них частей (деталей, сборочных единиц) механизмов, машин и приборов.

    Слайд 19

    Классификация соединений : по возможности разборки без разрушения соединяемых деталей – разъёмные и неразъёмные соединения; по возможности относительного взаимного перемещения соединяемых деталей – подвижные и неподвижные соединения; по форме сопрягаемых (контактных) поверхностей – плоское, цилиндрическое, коническое, сферическое, винтовое, профильное соединения; по технологическому методу образования – сварное, паяное, клеёное (клеевое), клёпаное, прессовое, резьбовое, шпоночное, шлицевое, штифтовое, клиновое, профильное соединения.

    Слайд 20

    Заклёпочные соединения. Определение : Заклёпочное (клёпаное) соединение - неразъёмное неподвижное соединение, образованное с применением специальных закладных деталей заклёпок , выполненных из высокопластичного материала .

    Слайд 21

    Рис. 12.1. Заклёпочное соединение: а – в процессе сборки; б – в собранном виде 1, 2 – соединяемые детали; 3 – заклёпка; 4 – тело заклёпки; 5 – закладная головка; 6 -- замыкающая головка.

    Слайд 22

    Определение: З аклёпочны й шов  р яд заклёпок, соединяющих кромки двух или нескольких деталей .

    Слайд 23

    1) по функциональному назначению – прочные , предназначенные только для передачи нагрузки; плотные , обеспечивающие герметичное разделение сред, и прочно-плотные , способные выполнять обе названные функции; 2) по конструктивным признакам шва – нахлёсточное соединение (рис. 12.2, а); стыковое соединение, которое в свою очередь может быть выполнено с одной (рис. 12.2, б) либо с двумя (рис. 12.2, в) накладками; 3) по числу поверхностей среза, приходящихся на одну заклёпку , под действием рабочей нагрузки – односрезные ; двухсрезные ; и т.д.; многосрезные; 4) по количеству заклёпочных рядов в шве – однорядные ; двухрядные ; и т.д.; многорядные. Классификация заклёпочных соединений :

    Слайд 24

    Рис. 12.2. Основные типы заклёпочных швов: а – нахлёсточный; б – стыковой с одной накладкой; в – стыковой с двумя накладками.

    Слайд 25

    Рис. 12.3. Некоторые виды заклёпок : а) со сферической головкой; б) с потайной головкой; в) с полупотайной головкой; г) полупустотелая с цилиндрической головкой; д) пустотелая (пистон) ‏ Рис. 12.4. Параметры заклёпочного соединения

    Слайд 26

    Материалы для изготовления заклёпок Требования к материалу заклёпки: 1) высокая пластичность и незакаливаемость при нагревании; 2) температурный коэффициент расширения, близкий таковому соединяемых деталей; 3) отсутствие гальванической пары с материалом соединяемых деталей. Материалы: 1) стали малоуглеродистые – Ст0; сталь 10; сталь 20; сталь 10ГС и др.; 2) медь и её сплавы – медь 0; латуни (Л62 и др.): 3) алюминий и его сплавы (АД1, Д18П,ВАД23 и др.); 4) термопластичные пластмассы (полиамиды, этиленпласты и др.)

    Слайд 27

    Рис. 12.5. Напряжения в заклёпочном шве 4 вида возможных разрушений заклёпочного шва: срез заклёпки; смятие заклёпки или соединяемых деталей; срез соединяемых деталей; обрыв соединяемых деталей по сечению, ослабленному отверстиями для установки заклепок;

    Слайд 28

    Сварные соединения Определение: Сварные соединения – неразъёмные соединения, образованные посредством установления межатомных связей между деталями при расплавлени и соединяемых кромок, пластическо м их деформировани и или при совместном действии того и другого .

    Слайд 29

    Достоинства и недостатки сварных соединений Достоинства : 1) высокая технологичность сварки, обусловливающая низкую стоимость сварного соединения; 2) снижение массы сварных деталей по сравнению с литыми и клёпаными на 25…30%; 3) возможность получения сварного шва, равнопрочного основному металлу (при правильном конструировании и изготовлении); 4) возможность получения деталей сложной формы из простых заготовок; 5) возможность получения герметичных соединений; 6) высокая ремонтопригодность сварных изделий.

    Слайд 30

    Недостатки : 1) коробление (самопроизвольная деформация) изделий в процессе сварки и при старении; 2) возможность создания в процессе сварки сильных концентраторов напряжений; 3) сложность контроля качества сварных соединений без их разрушения; 4) сложность обеспечения высокой надежности при действии ударных и циклических, в том числе и вибрационных, нагрузок.

    Слайд 31

    Некоторые разновидности технологических процессов получения сварных соединений По наличию источника тепла: холодная сварка , сварка с нагреванием ; по применяемому источнику тепла: газовая , электродуговая , электрошлаковая , контактная , электроннолучевая, лазернолучевая и др.; по наличию жидкого металла при образовании соединения: сварка без расплавления – кузне ч ная, контактная, прессовая, диффузионная и т.п., сварка плавлением – электродуговая, электрошлаковая, газовая и ряд других;

    Слайд 32

    Электродуговая сварка плавлением находит самое широкое применение в промышленности, строительстве и других областях производства, как с применением неплавящихся (уголь, вольфрам) электродов, так и плавящихся. Электродуговую сварку неплавящимся электродом изобрел в конце XIX века (сварка угольным электродом предложена в 1882 г., патент в 1885 г.) Николай Николаевич Бенардос (1842  1905), а в 1888 усовершенствовал этот метод, применив плавящийся металлический электрод, Николай Гаврилович Славянов (1854  1897). В настоящее время многие элементы сварного соединения, полученного электродуговой сваркой стандартизованы.

    Слайд 33

    Определения: Металл, затвердевший после расплавления и соединяющий сваренные детали соединения, называют сварочным швом. Формирование сварочного шва сопровождается частичным оплавлением поверхностей деталей, участвующих в образовании сварного соединения. Поверхности свариваемых деталей, подвергающиеся частичному оплавлению при формировании сварочного шва и участвующие в образовании соединения, называются свариваемыми кромками .

    Слайд 34

    Рис. 12.6. Конструктивные типы сварных соединений: а) стыковое; б) угловое; в) тавровое; г) нахлёсточное; д) торцовое

    Слайд 35

    Рис. 12.7. Поперечное сечение сварочных швов : I  стыковых II  угловых

    Слайд 36

    Рис. 12.8. Расположение сварочных швов по отношению к действующей нагрузке: а) лобовой; б) фланговый; в) косой; г) комбинированный .

    Слайд 37

    Напряжения растяжения в стыковом шве вычисляют так же, как и для основного металла: где F – усилие, воспринимаемое сварочным швом; l –длина шва; s – толщина меньшего из свариваемых листов;  допускаемые напряжения растяжения для металла шва; - допускаемые напряжения для свариваемого металла).

    Слайд 38

    Угловые швы обычно рассчитываются на срез по опасному (наименьшему) сечению (сечение I-I на рис. 12.7, IIа). В этом случае касательные напряжения где k – катет шва,  допускаемые касательные напряжения для металла шва .

    Слайд 39

    Паяные и клеевые соединения. Определение: Паяные соединения - соединения, образованные за счет химического или физического (адгезия, растворение, образование эвтектик) взаимодействия расплавляемого материала - припоя с соединяемыми кромками деталей . Отличием пайки является отсутствие оплавления соединяемых поверхностей . Рис. 12.9. Некоторые типы паяных соединений: а)  встык; б)  встык с накладкой; в)  в косой стык; г)  внахлёстку; д)  втавр; е)  телескопическое; ж)  сотовая конструкция.

    Слайд 40

    Достоинства и недостатки паяных соединений Достоинства паяных соединений: 1) возможность соединения разнородных материалов; 2) возможность соединения тонкостенных деталей; 3) возможность получения соединения в труднодоступных местах; 4) коррозионная стойкость; 5) малая концентрация напряжений вследствие пластичности припоя; 6) герметичность паяного шва. Недостатки паяных соединений: 1) пониженная прочность шва в сравнении с основным металлом; 2) требования высокой точности обработки поверхностей, сборки и фиксации деталей под пайку.

    Слайд 41

    Флюсы при пайке предназначены для защиты металла от окисления и удаления окисной пленки. Флюсы бывают твердые , жидкие и газообразные . Наиболее известные из них: для мягких припоев - канифоль, нашатырь (хлористый аммоний), раствор хлористого цинка; для твердых припоев - бура (натрий борнокислый), борная кислота, хлористые и фтористые соли металлов.

    Слайд 42

    Клеевые соединения Определение Клеевые соединения  соединения, образованные под действием адгезионных сил, возникающих при затвердевании или полимеризации клеевого слоя, наносимого на соединяемые поверхности . К леи не являются металлами . Конструкционные клеи, склейка которыми способна выдерживать после затвердевания клея нагрузку на отрыв и сдвиг (клеи БФ, эпоксидные, циакрин и др.). Неконструкционные клеи  соединения с применением которых не способны длительное время выдерживать нагрузки (клей 88Н, иногда резиновый и др.). Большинство клеев требует выдержки клеевого соединения под нагрузкой до образования схватывания и последующей досушки в свободном состоянии. Некоторые клеи требуют нагрева для выпаривания растворителя и последующей полимеризации. Клеевые соединения часто применяют в качестве контровочных для резьбовых соединений. Как правило, клеевые соединения лучше работают на сдвиг, чем на отрыв. Расчет паянных и клеевых соединений ведется на сдвиг или на отрыв - в зависимости от их конструкции.

    Слайд 43

    Успехов в учебе! Спасибо за внимание !


    Предварительный просмотр:

    Чтобы пользоваться предварительным просмотром создайте себе аккаунт (учетную запись) Google и войдите в него: https://accounts.google.com

    Предварительный просмотр:

    Чтобы пользоваться предварительным просмотром презентаций создайте себе аккаунт (учетную запись) Google и войдите в него: https://accounts.google.com

    Подписи к слайдам:

    Слайд 1

    редукторы

    Слайд 2

    Редуктором называют агрегат, содержащий передачи зацеплением и предназначенный для повышения вращающего момента и уменьшения угловой скорости двигателя. В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валы. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса. Установка передачи в отдельном корпусе гарантирует точность сборки, лучшую смазку, более высокий КПД, меньший износ, а также защиту от попадания в нее пыли и грязи. Во всех ответственных установках вместо передач назначают редукторы. Редукторы имеют исключительно широкое применение. Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

    Слайд 3

    Редуктор общемашиностроительного применения — редуктор, выпол ненный в виде самостоятельного агрегата, предназначенный для привода различных машин и механизмов и удовлетворяющий комплексу техни ческих требований . Редукторы общемашиностроительного применения, несмотря на к онструктивные различия, близки по основным технико-экономическим характеристикам: невысокие окружные скорости, средние требования к надёжности, точности и металлоемкости при повышенных требованиях по трудоемкости изготовления и себестоимости. Это их отличает от специаль ных редукторов (авиационных, судовых, автомобильных и др.) , выполненных с учетом специфических требований, характ ерных для отдельных отраслей сельского хозяйства.

    Слайд 4

    Устройство Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или свар­ного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных слу­чаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора ).

    Слайд 5

    Внешние характеристики редукторов каждого типа определяются следующим : кинематической схемой редуктора, передаточным числом u (частотой вращения выходного вала), вращающим моментом на выходном валу, допускаемой консольной нагрузкой на выходном валу, силовой характеристикой редуктора, коэффициентом полезного действия (КПД).

    Слайд 6

    классификация от вида применяемых передач зубчатые , червячные или зубчато -червячные; от числа ступеней одноступенчатые , двухступенчатые и т. д .; от взаимного расположения геометрических осей входного и выходного валов в пространстве горизонтальное и вертикальное;

    Слайд 7

    по типу зубчатых колес цилиндрические, конические, коническо -цилиндрические и т. д.; от способа крепления редуктора на приставных лапах или на плите, фланец со стороны входного/выходного вала насадкой; от расположения оси выходного вала относительно плоскости основания и оси входного вала (боковое, нижнее, верхнее) и числа входных и выходных концов валов . по особенностям кинематической схемы разверну­тая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д..

    Слайд 8

    Самый простой зубчатый редуктор – одноступенчатый ( цилиндрический). Используется при малых передаточных числах i ≤ 8 … 10, обычно i ≤ 6,3. Двухступенчатый цилиндрический зубчатый редуктор является наиболее распространенным (их потребность оценивается в 65%). Для них наиболее характерны числа i = 8-40. Трехступенчатые редукторы применяются при больших передаточных числах. Однако имеется тенденция замены их более компактными планетарными редукторами. Конические зубчатые редукторы применяются в том случае, когда быстроходный тихоходный валы должны быть взаимно перпендикулярны. Обычно передаточное число таких редукторов невелико i ≤ 6,3. При i > 12,5 применяют коническо -цилиндрические редукторы.

    Слайд 9

    Соосные редукторы применяют с целью уменьшения длины корпуса или других конструктивных особенностей привода. Мотор-редукторы представляют собой компактные агрегаты, в которых редуктор и мотор монтируются в одном корпусе. В большинстве случаев мотор-редукторы имеют зубчатые передачи. Они более экономичны, чем тихоходные электродвигатели, имеют более высокий КПД. Но из-за сложности конструкции мотор-редукторы применяются редко. Одноступенчатые червячные редукторы наиболее распространены. Диапазон передаточных чисел: U = 8-63. При больших значениях " U " применяют двухступенчатые червячные редукторы или комбинированные зубчато -червячные.

    Слайд 10

    обозначение Для обозначения передач в редукторе используют заглавные буквы русского алфавита по простому правилу : Ц – цилиндрическая, П – планетарная, К - коническая, Ч – червячная, Г – глобоидная, В – волновая. Количество одинаковых передач обозначается цифрой. Оси валов, расположенные в горизонтальной плоскости, не имеют обозначения. Если все валы расположены в одной вертикальной плоскости, то к обозначению типа добавляется индекс В. Если ось быстроходного вала вертикальна, то добавляется индекс Б, а к тихоходному соответственно – Т. Мотор – редукторы обозначаются добавлением спереди буквы М. Например, МЦ2СВ означает мотор – редуктор с двухступенчатой соосной цилиндрической передачей, где горизонтальные оси вращения валов расположены в одной вертикальной плоскости, здесь В не индекс, поэтому пишется рядом с заглавной буквой. Обозначение типоразмера редуктора складывается из его типа и главного параметра его тихоходной ступени. Для цилиндрической, червячной глобоидной передачи главным параметром является межосевое расстояние; планетарной – радиус водила, конической – диаметр основания делительного конуса колеса, волновой – внутренний посадочный диаметр гибкого колеса в недеформированном состоянии. Под исполнением принимают передаточное число редуктора, вариант сборки и формы концов валов. Пример условного обозначения одноступенчатого цилиндрического редуктора с межосевым расстоянием 160 мм и передаточным числом 4: редуктор Ц-160-4.

    Слайд 11

    Основные детали и показатели качества Для удобства сборки корпус редуктора выполняется составным – основание и крышка. Основание с помощью лап или пояса крепится к фундаменту или раме. Для точной установки крышки на основание корпуса пользуются коническими штифтами. Корпус редуктора должен быть прочным и жестким, т.к. его деформации могут вызвать перекос валов и неравномерное распределение нагрузки по длине зубьев. Для повышения жесткости корпуса его уси ливают наружными или внутренними ребрами. Корпусы редукторов обычно выполняют литыми из серого чугуна (СЧ 15-32/ СЧ 18-36) средней прочности. Для передачи больших мощностей или ударных нагрузок корпусы отливают из высокопрочного чугуна или стали. В индивидуальном и мелкосерийном производствах корпусы редукторов изготавливают сварными из листовой стали.

    Слайд 12

    Валы , как правило, подвергают улучшению до твердости НВ 270 – 300. Валы d ≤ 80 мм допускается изготавливать из стали 45; диаметром d = 80-125 – из стали 40 X ; а валы d = 125 – 200 мм – из стали 40ХН; 35ХМ. Опоры валов редукторов выполняются в виде подшипников качения. Обычно в опорах устанавливается по одному подшипнику качения. При малых и средних нагрузках применяют шарикоподшипники, при средних и больших – роликоподшипники. Смазка зацепления при V ≤ 12,5 м/ c рекомендуется картерная (окунанием). Емкость масляной ванны назначают из расчета 0,35 – 0,7 литра на I кВт передаваемой мощности (большие значения – при большей вязкости масла и наоборот). Зубчатые колеса следует погружать в масло на глубину 3-4 модуля. Тихоходные колеса (2-й и 3-й ступени) при необходимости допустимо погружать на величину до 1/3 диаметра колеса. В редукторах с быстроходными передачами применяют струйную или циркуляционную смазку, осуществляемую под давлением. Смазка подшипников редуктора при V > 4 м/ c может осуществляться тем же маслом, что и зубчатых колес, путем разбрызгивания масла. При V <4 м/с предусматривается самостоятельная (консистентная) смазка. При больших скоростях и нагрузках на подшипники предусматривается смазка под давлением, осуществляемая от общей системы. Расчет зубчатого редуктора состоит из расчета его элементов – передач, валов, шпонок, подшипников. Для редукторов большой мощности производится тепловой расчет.



    Предварительный просмотр:

    Порядок работы в дистанционном режиме

    Работу выполнить письменно в тетради, отчет о выполненной работе (фотография учебного материала) отправить в чат для проверки.

    Критерии оценки:         полнота и логичность ответа;

                            правильность данного ответа;

                            срок сдачи работы (работу нужно отправить на проверку до выдачи следующего задания).

    Список литературы:

    1. Куклин, Н.Г. Детали машин [Электронный ресурс]: учебник  / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. Житков. - 9-e изд., перераб. и доп. - М.: КУРС: ИНФРА-М, 2019. -     512 с. - Режим доступа: http://znanium.com/catalog/product/967681 (ЭБС Znanium).

    ЗАДАНИЕ 8

    21.02.01

    1. Изучить тему «Ременные передачи» по презентации и учебным материалам стр.257 - 295.

    2. Ответьте на контрольные вопросы письменно.

    1. Что такое ременная передача? Опишите ее конструкцию.
    2. Приведите классификацию РП по форме поперечного сечения.
    3. Перечислите достоинства и недостатки РП
    4. Почему в многоступенчатых приводах РП является быстроходной ступенью?
    5. Как определить силы натяжения в ветвях ремня при работе передачи?
    6. В чем сущность упругого скольжения и можно ли его устранить?
    7. В чем разница между упругим скольжением и буксованием?
    8. Почему передаточное число РП непостоянно?
    9. Для чего в РП создают предварительное натяжение ремня?
    10. Что такое тяговая способность РП? Какие факторы на нее влияют?
    11. В чем сущность усталостного разрушения ремней? Вследствие чего оно происходит?
    12. От чего зависит КПД?
    13. Перечислите виды разрушения РП и критерии работоспособности.

    https://apf.mail.ru/cgi-bin/readmsg?id=15879208471941668934;0;1&exif=1&full=1&x-email=naila-88%40mail.ru


    Предварительный просмотр:

    Чтобы пользоваться предварительным просмотром презентаций создайте себе аккаунт (учетную запись) Google и войдите в него: https://accounts.google.com

    Подписи к слайдам:

    Слайд 1

    ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ № 2. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ. Вопросы, изложенные в лекции: 1. Общие сведения о передачах. 2. Ременные передачи. Учебная литература: Детали машин и подъемное оборудование. Под рук. Г.И. Мельникова - М.: Воениздат, 1980. стр. 33-56. Н.Г. Куклин и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. житков.- 5-е изд., перераб. и допол.- М.: Илекса, 1999. стр. 87-100; 241-264. Соловьев В.И. Детали машин (Курс лекций. II часть). - Новосибирск: НВИ, 1997. стр. 64-87.

    Слайд 2

    Общие сведения о передачах Определени е : Передача  устройство, предназначенное для передачи энергии из одной точки пространства в другую, расположенную на некотором расстоянии от первой. В зависимости от вида передаваемой энергии передачи: механические, электрические, гидравлические, пневматические и т.п. Механическая передача  устройство (механизм, агрегат), предназначенное для передачи энергии механического движения, как правило, с преобразованием его кинематических и силовых параметров, а иногда и самого вида движения. Наибольшее распространение в технике получили механические передачи вращательного движения, которым в курсе деталей машин уделено основное внимание (далее под термином передача подразумевается, если это не оговорено особо, именно механическая передача вращательного движения).

    Слайд 3

    Классификация механических передач вращательного движения (2 слайда): 1. По способу передачи движения от входного вала к выходному: 1.1. Передачи зацеплением: 1.1.1. с непосредственным контактом тел вращения  зубчатые, червячные, винтовые; 1.1.2. с гибкой связью  цепные, зубчато-ременные. 1.2. Фрикционные передачи: 1.2.1. с непосредственным контактом тел вращения – фрикционные; 1.2.2. с гибкой связью - ременные. 2. По взаимному расположению валов в пространстве: 2.1. с параллельными осями валов  зубчатые с цилиндрическими колесами, фрикционные с цилиндрическими роликами, цепные; 2.2. с пересекающимися осями валов - зубчатые и фрикционные конические, фрикционные лобовые; 2.3. с перекрещивающимися осями - зубчатые - винтовые и коноидные, червячные, лобовые фрикционные со смещением ролика. 3. По характеру изменения угловой скорости выходного вала по отношению к входному: редуцирующие (понижающие) и мультиплицирующие (повышающие).

    Слайд 4

    4. По характеру изменения передаточного отношения (числа) : передачи с постоянным (неизменным) передаточным отношением и передачи с переменным передаточным отношением, изменяемым или по величине, или по направлению или и то и другое вместе. 5. По подвижности осей и валов : с неподвижными осями валов  рядовые передачи (коробки скоростей, редукторы), передачи с подвижными осями валов (планетарные передачи, вариаторы с поворотными роликами). 6. По количеству ступеней преобразования движения: одно-, двух-, трех-, и многоступенчатые. 7. По конструктивному оформлению : закрытые и открытые (бескорпусные).

    Слайд 5

    Главные характеристики передач (2 слайда): 1) Мощности на входном и выходном валах - P вх P вых и вращающие моментыТ 1 и Т 2 2) Угловые скорости вращения  вх ,  вых или частоты вращения - n вх и n вых . Соотношение между частотой вращения n (общепринятая размерность 1/мин) и угловой скоростью  (размерность в системе SI 1/с) выражается следующим образом: и (2.1) Дополнительные характеристики: 1) Отношение мощности на выходном валу передачи P вых (полезной мощности) к мощности P вх , подведенной к входному валу (затраченной), называют коэффициентом полезного действия (КПД) : (2.2) Отношение потерянной в механизме (машине) мощности ( P вх - P вых ) к ее входной мощности называют коэффициентом потерь: (2.3)

    Слайд 6

    Сумма коэффициентов полезного действия и потерь всегда равна единице: (2.4) Для многоступенчатой передачи, включающей k последовательно соединенных ступеней, общий КПД равен произведению КПД отдельных ступеней: . (2.5) Следовательно КПД машины, содержащей ряд последовательных передач, всегда будет меньше КПД любой из этих передач . Силовые показатели передачи определяются по известным из теории механизмов и машин (ТММ) формулам. усилие, действующее по линии движения на поступательно движущейся детали F = P / v , где P  мощность, подведенная к этой детали, а v  ее скорость; 2) момент, действующий на каком-либо из валов передачи T = P /  , где P  мощность, подведенная к этому валу, а   скорость его вращения. Используя соотношение (2.1), получаем формулу, связывающую момент, мощность и частоту вращения: . (2.6)

    Слайд 7

    3) Окружная (касательная) скорость в любой точке вращающегося элемента (колеса, шкива, вала), лежащей на диаметре D этого элемента , будет равна : . (2.7) 4) При этом тангенциальную (окружную или касательную) силу можно вычислить по следующей формуле: . (2.8) 5) Передаточное отношение - это отношение скорости входного звена к скорости выходного звена, что для вращательного движения выразится следующим образом: , (2.9) где верхний знак (плюс) соответствует одинаковому направлению вращения входного и выходного звеньев (валов), а нижний - встречному.

    Слайд 8

    В технических расчетах (особенно прочностных) направление вращения чаще всего не имеет решающего значения. В таких расчетах используется передаточное число, которое представляет собой абсолютную величину передаточного отношения: . (2.10) В многоступенчатой передаче с последовательным расположением k ступеней (что чаще всего наблюдается в технике) передаточное число и передаточное отношение определяются следующими выражениями: . (2.11) Среди множества разнообразных передач вращательного движения достаточно простыми конструктивно (по устройству) являются передачи с гибкой связью, принцип работы которых строится на использовании сил трения или зубчатого зацепления  это ременные передачи.

    Слайд 9

    Определение : Ременная передача – это механизм, предназначенный для передачи вращательного движения посредством фрикционного взаимодействия или зубчатого зацепления замкнутой гибкой связи – ремня с жесткими звеньями – шкивами, закрепленными на входном и выходном валах механизма. Ременные передачи. Рис. 2.1. Принципиальная схема ременной передачи и основные виды фрикционных ремней: а) плоский; б) клиновой; в) круглый; г) поликлиновой .

    Слайд 10

    Достоинства ременных передач: 1. Простота конструкции и низкая стоимость. 2. Возможность передачи движения на достаточно большие расстояния (до 15 м). 3. Возможность работы с большими скоростями вращения шкивов. 4. Плавность и малошумность работы. 5. Смягчение крутильных вибраций и толчков за счет упругой податливости ремня. 6. Предохранение механизмов от перегрузки за счет буксования ремня при чрезмерных нагрузках. Недостатки ременных передач: 1. Относительно большие габариты. 2. Малая долговечность ремней. 3. Большие поперечные нагрузки, передаваемые на валы и их подшипники. 4. Непостоянство передаточного числа за счет проскальзывания ремня. 5. Высокая чувствительность передачи к попаданию жидкостей (воды, топлива, масла) на поверхности трения.

    Слайд 11

    Классификация ременных передач (2 слайда): 1. По форме поперечного сечения ремня: 1.1 плоскоременные (поперечное сечение ремня имеет форму плоского вытянутого прямоугольника, рис. 2.1.а); 1.2 клиноременные (поперечное сечение ремня в форме трапеции рис. 2.1.б); 1.3 поликлиноременные (наружная поверхность ремня плоская, а внутренняя, взаимодействующая со шкивами, поверхность ремня снабжена продольными гребнями, в поперечном сечении имющими форму трапеции, рис. 2.1.г); 1.4 круглоременные (поперечное сечение ремня имеет форму круга, рис. 2.1.в); 1.5 зубчатоременная (внутренняя, контактирующая со шкивами, поверхность плоского ремня снабжена поперечными выступами, входящими в процессе работы передачи в соответствующие впадины шкивов). 2. По взаимному расположению валов и ремня: 2.1 открытая передача – передача с параллельными геометрическими осями валов и ремнем, охватывающим шкивы в одном направлении (шкивы вращаются в одном направлении); 2.2 перекрестная передача – передача с параллельными валами и ремнем, охватывающим шкивы в противоположных направлениях (шкивы вращаются во встречных направлениях); 2.3 полуперекрестная передача – оси валов которой перекрещиваются под некоторым углом (чаще всего 90  ).

    Слайд 12

    3. По числу и виду шкивов, применяемых в передаче: 3.1 с одношкивными валами; 3.2 с двушкивным валом, один из шкивов которого холостой; 3.3 с валами, несущими ступенчатые шкивы для изменения передаточного числа (для ступенчатой регулировки скорости ведомого вала). 4. По количеству валов, охватываемых одним ремнем: двухвальная , трех -, четырех - и многовальная передача. 5. По наличию вспомогательных роликов: без вспомогательных роликов, с натяжными роликами; с направляющими роликами.

    Слайд 13

    При расчетах клиноременных передач для ведущего и ведомого шкивов используются расчетные диаметры d р1 и d р2 . Угол между ветвями охватывающего шкивы ремня - 2  , а угол охвата ремнем малого (ведущего) шкива (угол, на котором ремень касается поверхности шкива)  1 . Как видно из чертежа (рис. 2.2) половинный угол между ветвями составит , (2.12) Геометрические соотношения в ременной передаче рассмотрим на примере открытой плоскоременной передачи (рис. 2.2). Межосевое расстояние a – это расстояние между геометрическими осями валов, на которых установлены шкивы с диаметрами D 1 (он, как правило, является ведущим) и D 2 (ведомый шкив). Рис. 2.2. Геометрия открытой ременной передачи.

    Слайд 14

    а так как этот угол обычно невелик, то во многих расчетах допустимым является приближение   sin  , то есть . (2.13) Используя это допущение, угол охвата ремнем малого шкива можно представить в следующем виде (2.14) в радианной мере, или (2.15) в градусах. Длину ремня при известных названных выше параметрах передачи можно подсчитать по формуле . (2.16) Однако, весьма часто ремни изготавливаются в виде замкнутого кольца известной (стандартной) длины. В этом случае возникает необходимость уточнять межосевое расстояние по заданной длине ремня

    Слайд 15

    . (2.17) С целью обеспечения стабильности работы передачи обычно принимают для плоского ремня  , а для клинового – , где h p – высота поперечного сечения ремня (толщина ремня). В процессе работы передачи ремень обегает ведущий и ведомый шкивы. Долговечность ремня в заданных условиях его работы характеризует отношение V p / L p (в системе СИ его размерность– с -1 ), чем больше величина этого отношения, тем ниже при прочих равных условиях долговечность ремня. Обычно принимают для плоских ремней  V p / L p = (3…5) с -1 , для клиновых  V p / L p = (20…30) с -1 .

    Слайд 16

    Силовые соотношения в ременной передаче. В ременной передаче силы нормального давления между поверхностями трения можно создать только за счет предварительного натяжения ремня. При неработающей передаче силы натяжения обеих ветвей будут одинаковыми (обозначим их F 0 , как на рис 2.3,а). В процессе работы Рис. 2.3. Силы в ременной передаче. передачи за счет трения ведущего шкива о ремень набегающая на этот шкив ветвь ремня получает дополнительное натяжение (сила F 1 ), а, сбегающая с ведущего шкива, ветвь ремня несколько ослабляется (сила F 2 , рис. 2.3,б). Окружное усилие, передающее рабочую нагрузку F t = F 1 -F 2 , но, как для передачи вращения Ft = 2T 2 /D (см. (2.8)), а для поступательно движущихся ветвей ремня F t = P / V p , где P – мощность передачи, а V p  средняя скорость движения ремня. Суммарное натяжение ветвей ремня остается неизменным, как в работающей, так и в неработающей передаче, то есть F 1 +F 2 =2F 0 .

    Слайд 17

    Для ремня, охватывающего шкив, по формуле Эйлера F 1 =F 2  e f  , где e – основание натурального логарифма ( e  2,7183 ), f – коэффициент трения покоя (коэффициент сцепления) между материалами ремня и шкива,  – угол охвата ремнем шкива. Тогда , , (2.19) где индексы « 1 » указывают на параметры, относящиеся к ведущему шкиву передачи. Отношение разности сил натяжения в ветвях ремня работающей передачи к сумме этих сил называется коэффициентом тяги (  ) . . (2.21) Оптимальная величина коэффициента тяги: . (2.22) Оптимальная величина коэффициента тяги зависит только лишь от конструктивных параметров передачи и качества фрикционной пары материалов ремня и шкива .

    Слайд 18

    Кинематика ременной передачи. Удлинение каждого отдельно взятого элемента ремня меняется в зависимости от того, на какую его ветвь этот элемент в данный момент времени попадает (поскольку F 1 > F 2 ). Изменение длины этой элементарной части ремня может происходить только в процессе ее движения по шкивам. При этом, проходя по ведущему шкиву (при переходе с ведущей ветви на свободную), эта элементарная часть укорачивается, а при движении по ведомому шкиву (переходя со свободной ветви ремня на его ведущую ветвь) – удлиняется. Изменение длины части ремня, соприкасающейся с поверхностью шкива, возможно только с её частичным проскальзыванием. Следовательно: 1) работа ременной передачи без скольжения ремня по рабочей поверхности шкивов невозможна.; 2) скорости движения ведущей и свободной ветвей ремня различны, а следовательно, различны и скорости рабочих поверхностей ведущего и ведомого шкивов. Окружная скорость рабочей поверхности ведущего шкива больше окружной скорости на поверхности ведомого шкива ( V 1 > V 2 ). Отношение разности между окружными скоростями на рабочей поверхности ведущего и ведомого шкивов к скорости ведущего шкива называют коэффициентом скольжения передачи (  ) . , (2.23)

    Слайд 19

    где индекс « 1 » соответствует ведущему, а индекс « 2 »  ведомому шкивам. Передаточное число ременной передачи, представленное через ее конструктивные параметры: . (2.24) Тяговая способность и долговечность ремня являются основными критериями работоспособности ременной передачи. Её проектный расчет обычно выполняется по тяговой способности, а расчет долговечности при этом является проверочным. Рис. 2.4. Кривые скольжения и КПД. Поведение ременной передачи характеризует график рис. 2.4. На нем выявляются 3 зоны: 1 зона упругого скольжения ( 0     0 ;  меняется линейно ) ; 2 зона частичного буксования (  0  max ,  быстро нарастает ); 3 зона полного буксования (  max скольжение полное ).

    Слайд 20

    Напряжения в ремне. В ремне возникают напряжения от действия рабочей нагрузки, от изгиба вокруг шкива, от действия центробежных сил при обегании шкива. напряжения растяжения от рабочей нагрузки ; (2.25) напряжения изгиба ; (2.26) напряжения от действия центробежных сил ; (2.29) где   средняя плотность материала ремня, а V р – средняя скорость движения ремня, обегающего шкив. На внешней стороне ремня все три вида названных напряжений являются растягивающими и потому суммируются. Таким образом, максимальные растягивающие напряжения в ремне . (2.31)

    Слайд 21

    Особенности конструкции, работы и расчета клиноременных и поликлиноременных передач. Клиновые ремни имеют трапециевидное поперечное сечение, а поликлиновые – выполненную в форме клина рабочую часть (рис. 2.5). Угол клина для обоих видов ремней одинаков и составляет 40  . На шкивах такой передачи выполняются канавки, соответствующие сечению рабочей части ремня и называемые ручьями. Профили ремней и ручьёв шкивов контактируют только по боковым (рабочим) поверхностям (рис. 2.6). Рис. 2.6. Расположение клинового ремня в ручье шкива. Рис. 2.5. сечения клинового ( а, б ) и поликлинового ( в ) ремней.

    Слайд 22

    Размеры сечений клиновых ремней стандартизованы (ГОСТ 1284.1-89, ГОСТ 1284.2-89, ГОСТ 1284.3-89). Стандартом предусмотрено 7 ремней нормального сечения ( Z , A , B , C , D , E , E 0), у которых b 0 / h  1,6 , и 4 – узкого сечения ( YZ , YA , YB , YC ), у которых b 0 / h  1,25 . Ремни изготав­ливаются в виде замкнутого кольца, поэтому их длины тоже стандартизованы. Таким образом, ремень со шкивом образуют клиновую кинематическую пару, для которой приведенный коэффициент трения f * выражается зависимостью , (2.36) где f – коэффициент трения между контактирующими поверхностями ремня и шкива, а   угол между боковыми рабочими поверхностями ремня. При  = 40  получаем, что f * = 2,92 f , то есть при одном и том же диаметре ведущего шкива несущая способность клиноременной передачи будет примерно втрое выше в сравнении с плоскоременной. Проектный расчет клиноременных передач выполняется достаточно просто методом подбора, поскольку в стандартах указывается мощность, передаваемая одним ремнем при определенном расчетном диаметре меньшего шкива и известной средней скорости ремня или частоте вращения шкива.

    Слайд 23

    Лекция окончена. Спасибо за внимание!



    Предварительный просмотр:

    Практическая работа №9.2

    Проектный расчет ременной передачи.

    Ее геометрический, кинематический и силовой расчеты.

            Цель:

    1) изучить тему «Ременная передача»;

    2) рассчитать основные параметры ременной передачи.

    Задание. Рассчитать основные параметры и размеры открытой плоскоременной горизонтальной передачи привода конвейера.

    Данные для расчета взять в таблице 6 и занести в таблицу 9.

    Таблица 9. Исходные данные плоскоременной передачи

    Передача

    Мощность на ведущем (вед) шкиве, РД, кВт

    Передаточное число, ирем

    КПД,

    ηрем

    Частота вращения вед. шкива,

    nД, об/мин

    Вращающий момент на

     вед. шкиве,

    MД, Н·м

    Ременная

    Методические указания

    1. Выбираем тип ремня по таблице 10.

    Таблица 10. Ремни плоские резинотканевые (выборка)

    Техническая характеристика прокладок

    Материал прокладки

    БКНЛ-65

    ТА-150

    Количество прокладок i при ширине ремня b, мм

    20, 25, 40

    50, 63, 71

    80, 90, 100, 112

    3-5

    3-5

    3-6

    3-4

    Толщина 1 прокладки с резиновой прослойкой, мм

    1,2

    1,3

    Допускаемая приведенная удельная нагрузка [q]0

    3

    10

    Все полученные значения параметров, без указаний, округляют до ближайшего большего стандартного числа (целого четного или кратного 5)

    2. Определяем диаметры шкивов ременной передачи, Di, мм:

                                                                            (9.1)

    где МД  - вращающий момент на ведущем шкиве, Н·мм.

    диаметр D1 округляют до стандартного значения: 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500-2000.

    D 2 uрем·D1                                                                                        (9.2)

    где uрем·- передаточное число ременной передачи;

    D1 - диаметр шкива ременной передачи, мм.

    3. Определяем окружную скорость ремня, v, м/с:

    v = πD1nд /60000                                                                                (9.3)

    где D1 - диаметр шкива ременной передачи, мм;

    nД - частота вращения ведущего шкива, об/мин.

    4. Определяем геометрические параметры передачи:

    4.1 Определяем межосевое расстояние передачи, а, мм:

    аmin ≥ 1,5(D1+D2),                                                                                 (9.4)

    4.2 Определяем угол обхвата на ведущем шкиве, α1, градус:

    ,                                                                (9.5)

    где [α1 ] ≥150 0

    4.3 Определяем угол между ветвями ремня, γ, градус:

    γ = (1800- α1)/2                                                                                (9.6)

    4.4 Определяем расчетную длину ремня, Lp, м:

                                                            (9.7)

    5. Определяем частоту пробегов ремня, П, об/с:

    П = v/Lp ,                                                                                         (9.8)

    где [П] ≤ 10 об/с        

    6. Определяем окружную силу, передаваемую ремнем, Ft, Н:

    Ft = 2000·MД /D1                                                                                (9.9)

    7. Определяем допускаемую рабочую нагрузку, [q], Н/мм:

    [q] = [q]0·С0·Сα ·Сv /Cp ,                                                                        (9.10)

    где [q]0 — допускаемая приведенная удельная нагрузка, см. таблицу 10;

    С0 - коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту, для горизонтальной передачи С0 =1;

    Сα  — коэффициент угла обхвата малого шкива:

    α1 0                  180       170       160       150

    Сα                   1,0       0,97      0,94      0,91

    Сv  — коэффициент влияния центробежных сил:

    v, м/с               1            10         20         30

    Сv                  1,04        1,0       0,88      0,68

    Cp  — коэффициент динамичности нагрузки и режима работы,

    Cp =1 — нагрузка спокойная;

    Cp =1,2 — с умеренными колебаниями.

    8. Определяем ширину ремня, мм:

    b ≥ Ft  / (i·[q])                                                                                        (9.11)

    где  Ft - окружная сила, передаваемая ремнем, Н;

    [q] - допускаемая рабочая нагрузка, Н/мм;

    i — количество прокладок в ремне, уточняем по таблице 11.

    Таблица 11. Рекомендуемый диаметр ведущего шкива

    Количество прокладок, i

    Диаметр шкива, мм; для скорости до, м/с

    5

    10

    15

    20

    25

    30

    4

    5

    6

    112

    160

    250

    125

    180

    280

    160

    200

    320

    280

    225

    360

    200

    250

    400

    225

    280

    450


    9. Определяем силу предварительного натяжения ремня, F0, Н:

    F0 = b· i· q0                                                                                        (9.12)

    где  b – ширина ремня, мм;

    i — количество прокладок в ремне;

    q0 — удельная сила предварительного натяжения, приходящаяся на 1 мм ширины 1 прикладки (Н/мм):

    - для передач с натяжением силами упругости (пружинами)

    а ≤ 2(D1+D2),  q0 = 2;

    а > 2(D1+D2),  q0 = 2,25;

    - при автоматическом натяжении ремня q0 = 2,5.

    10. Определяем нагрузку, действующую на валы и опоры, R, H:

    R = 2F0 ·sin(α1 /2)                                                                                (9.13)

    Рассчитанные параметры ременной передачи заносят в контрольную таблицу 12.

    Таблица 12. Параметры плоскоременной передачи

    Параметры

    Значения

    Диаметры шкивов, мм

    D1 , D2

    Межосевое расстояние передачи; а, мм

    Угол обхвата ведущего шкива; α1 0

    Угол между ветвями ремня; γ 0

    Окружную скорость ремня; v, м/с

    Размеры ремня; b, δ, L, мм

    b; δ; L

    Нагрузка, действующая на валы; R, H

    Примечание:

    Чертеж схемы плоскоременной передачи должен иметь вид передачи сбоку. На чертеже должны быть проставлены габаритные размеры передачи, межосевое расстояние, диаметры шкивов, углы обхвата ведущего шкива и между ветвями ремня, направление и значение скорости вращения ремня (рис.7).




    Предварительный просмотр:

    Практическая  работа № 13

    Расчет на прочность резьбовых соединений

    Цель:

    1) изучить тему «Резьбовые соединения»;

    2) рассчитать основные параметры и подобрать болтовое соединение.

    L:\н.ю. рева\doc20161119134629_001.jpg

    Задание. Стальные полосы соединены с помощью двух болтов, поставленных в отверстия с зазором, и нагружены постоянной силой F (рисунок 14).

    Материал болтов – сталь, класс прочности.

    Затяжка неконтролируемая.

    Определить резьбу болтов.

    Исходные данные взять из таблицы 21.

    Рисунок 14. Схема для расчета болтового соединения,

    Таблица 21. Исходные данные                                                       нагруженного сдвигающей силой F

    Вариант

    F, кН

    Сталь

    Марка стали

    Класс прочности

    1/11/21

    2,5

    Углеродистая

    20

    4,6

    2/12/22

    2,6

    Легированная

    30

    5,6

    3/13/23

    2,7

    Углеродистая

    45

    5,6

    4/14/24

    2,8

    Легированная

    20

    4,6

    5/15/25

    2,9

    Углеродистая

    30

    4,6

    6/16/26

    2,5

    Легированная

    30

    5,6

    7/17/27

    2,6

    Углеродистая

    45

    4,6

    8/18/28

    2,7

    Легированная

    20

    4,6

    9/19/29

    2,8

    Углеродистая

    30

    4,6

    10/20/30

    2,9

    Углеродистая

    30

    4,6

    Методические указания

    1. Для болтового соединения с неконтролируемой затяжкой по таблице 22 принимаем [s]Т, в предположении, что диаметр резьбы находится в выбранном интервале.

    Таблица 22. Значения коэффициента запаса прочности [s]Т при расчете болтов с неконтролируемой затяжкой

    Сталь

    Значения коэффициента запаса прочности [s]Т при d, мм

    6…16

    16…30

    30…60

    Углеродистая

    5…4

    4…2,5

    2,5…1,6

    Легированная

    6…5

    5…3,3

    3,3…3,0

    2. Определяем предел текучести σт, Н/мм2 по таблице 23.

    Таблица 23. Классы точности и марки стали для болтов, винтов, шпилек и гаек (выборка)

    Класс прочности

    Временное сопротивление

    σв, Н/мм2

    Предел текучести σт, Н/мм2

    Марка стали

    болта

    гайки

    4.6

    400

    240

    20

    Ст3кп

    5.6

    500

    300

    30, 45

    10, 10кп

    6.8

    600

    480

    45, 40Г

    20, 20кп, 35

    10.9

    1000

    900

    30ХГСА

    16ХСН


    3. Определяем допускаемое напряжение растяжения, МПа:

                                                                            (13.1)

    4. Принимаем коэффициент запаса по сдвигу К=1,6 и коэффициент трения =0,16. Число стыков i=2 (рисунок 15).

    5. Необходимая сила затяжки болта F0, кH:

                                                                    (13.2)

    6. Определяем расчетную силу Fрасч , кH:

                                                                    (13.3)

    7. Минимально допустимое значение расчетного диаметра резьбы:

                                                                    (13.4)

    8. По таблице 24 принимает резьбу с шагом р, для которой определяем d2, d3.

    Таблица 24. Резьба метрическая (выборка)

    Номинальный диаметр резьбы d, мм

    Резьба с крупным шагом

    шаг р

    средний диаметр d2

    внутренний диаметр d3 винта по дну впадины

    10

    1,50

    9,026

    8,160

    12

    1,75

    10,863

    9,853

    16

    2,00

    14,701

    13,546

    20

    2,50

    18,376

    16,933

    24

    3,00

    22,051

    20,319

    9. По формуле dp=(d2+d3)/2                                                        (13.5)

    10. Делаем вывод о пригодности\непригодности выбранного болта


    Предварительный просмотр:

    Чтобы пользоваться предварительным просмотром презентаций создайте себе аккаунт (учетную запись) Google и войдите в него: https://accounts.google.com

    Подписи к слайдам:

    Слайд 1

    ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ № 3. Цепные передачи (ЦП) . Вопросы, изложенные в лекции: 1. Конструктивные особенности ЦП. 2. Кинематика ЦП. 3. Динамика и расчет ЦП. Учебная литература: Детали машин и подъемное оборудование. Под рук. Г.И. Мельникова - М.: Воениздат, 1980. стр. 56 - 6 6. Н.Г. Куклин и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. житков.- 5-е изд., перераб. и допол.- М.: Илекса, 1999. стр. 87-100; 2 93 - 306 . Соловьев В.И. Детали машин (Курс лекций. II часть). - Новосибирск: НВИ, 1997. стр. 87 - 105 .

    Слайд 2

    Конструктивные особенности ЦП. Цепная передача – механизм для передачи вращательного движения между параллельными валами с помощью жестко закрепленных на них зуб­чатых колес – звездочек и охватывающей их многозвенной гибкой связи с жесткими звеньями, называемой цепью. Рис. 3.1. Цепная передача.

    Слайд 3

    ПРИМЕНЕНИЕ Цепные передачи применяются в машинах общепромышленного и военного назначения: в ДВС для привода кулачковых валов механизма газораспределения; для привода ведущих колес (велосипед, мотоцикл, автогрейдер, дополнительные колеса БРДМ); в приводе лебедки БТР-80; в автомате заряжания пушки БМП-3 и др. механизмах. Гусеничный движитель гусеничных машин также является цепной передачей специфического назначения, преобразующей вращательное движение ведущего колеса в поступательное движение самой машины.

    Слайд 4

    Достоинства цепных передач: 1. Возможность передачи движения на достаточно большие расстояния (до 8 м). 2. Возможность передачи движения нескольким валам одной цепью. 3. Отсутствие проскальзывания, а следовательно, и стабильность передаточного отношения при уменьшенной нагрузке на валы и их опоры. 4. Относительно высокий КПД (0,96…0,98 при достаточной смазке). Недостатки цепных передач: 1. Повышенная шумность и виброактивность при работе вследствие пульсации скорости цепи и возникающих при этом динамических нагрузок. 2. Интенсивный износ шарниров цепи из-за ударного взаимодействия с впадиной звездочки, трения скольжения в самом шарнире и трудности смазки. 3. Вытягивание цепи (увеличение шага) вследствие износа шарниров и удлинения пластин. 4. Сравнительно высокая стоимость. 5. Значительный шум при работе

    Слайд 5

    КЛАССИФИКАЦИЯ ЦЕПЕЙ, ПР ИМЕНЯЕМЫХ В ПРОМЫШЛЕННОСТИ : Тяговые цепи для перемещения грузов по горизонтальной или наклонной поверхности; Грузовые цепи для подъема грузов; Приводные цепи для передачи движения, чаще вращательного, в цепных передачах. Приводная цепь – главный элемент цепной передачи – состоит из соединенных шарнирами отдельных звеньев. Основные типы стандартизованных приводных цепей: роликовые, втулочные, зубчатые

    Слайд 6

    Роликовая цепь (рис. 3.2) состоит из звеньев с наружными пластинами 1 , соединенных между собой двумя осями 2 , и звеньев с внутренними пластинами 3 , которые втулками 4 тоже соединены между собой. Втулки 4 надеты на оси 2 с возможностью вращения, образуя таким образом шарнир цепи. На каждой из втулок 4 сидит свободно вращающийся ролик 5 . Цепь обычно проектируется с четным числом звеньев, тогда замыкающим звеном, соединяющим концы цепи в замкнутое кольцо, является звено с наружными пластинами, оси которого могут выниматься и крепятся при сборке разрезной шайбой или шплинтом (рис. 3.2 б). При нечетном числе звеньев цепи для её замыкания применяется специальное звено с разными концевыми частями (рис. 3.2 в). Рис. 3.2. Конструкция роликовой цепи.

    Слайд 7

    Втулочная цепь отличается от роликовой только отсутствием роликов, что несколько снижает массу цепи и позволяет уменьшить шаг между шарнирами звеньев, однако способствует увеличению скорости износа шарниров цепи и снижает КПД цепной передачи. Пластины роликовых и втулочных цепей изготавливаются из углеродистых или углеродистых легированных сталей (стали 45, 50, 40Х, 40ХН, 30ХН3А и др.) и закаливают до HRC Э 40…50 ; оси, втулки и ролики – из мало- или среднеуглеродистых сталей с различной степенью легирования (стали 15, 20, 15Х, 20Х, 20ХН3А, 20ХН4А, 30ХН3А и др.), их подвергают поверхностной химико-термической обработке (цементация, цианирование, азотирование) и закаливают до поверхностной твердости HRC Э 50…65 . Параметры роликовой цепи, основными из которых являются шаг между геометрическими осями шарниров t и предельная разрушающая нагрузка F p , стандартизованы (ГОСТ 13568-75). Пример обозначения роликовых цепей: ПР-15,875-22,7-1; 2ПР-15,875-45,4 ; где первая цифра означает число рядов (для однорядной цепи цифра не ставится), буквы ПР – приводная роликовая, цифра после букв – шаг цепи в мм, следующая цифра – разрушающая нагрузка в кН, последняя цифра – вид исполнения ( 1 – облегченная цепь, 2 – нормальное исполнение), при наличии только одного исполнения для данного типоразмера цепи последняя цифра не ставится.

    Слайд 8

    Основные геометрические соотношения в цепной передаче t  шаг цепи; a  межосевое расстояние; d 1  делительный диаметр ведущей звездочки; d 2  делительный диаметр ведомой звездочки;   угол наклона цепной передачи; f  величина провисания цепи . Рис. 3.3. Схема цепной передачи. Межосевое расстояние передачи выбирается в зависимости от шага цепи по следующему соотношению . (3.1) В этом выражении меньшие значения коэффициента в правой части соответствуют меньшим передаточным числам и наоборот. Делительный диаметр d звездочки (диаметр окружности на которой лежат оси шарниров цепи, охватывающей звездочку) также зависит от шага цепи t :

    Слайд 9

    , (3.2) где z –число зубьев звездочки. В свою очередь число зубьев меньшей звездочки (её параметрам присвоим индекс « 1 ») выбирают по эмпирическим соотношениям: для роликовых и втулочных цепей при условии z 1  13 ; (3.3) для зубчатых цепей при условии z 1  17 ; (3.4) где u – передаточное число. Число зубьев большей звездочки с округлением до ближайшего большего нечетного числа. При этом рекомендуется принимать число зубьев большей звездочки не более 120 для роликовых и втулочных цепей и не более 140 для зубчатых цепей. Длину цепи L р , выраженную в шагах (число звеньев цепи), для извест­ного межосевого расстояния a можно вычислить по выражению . (3.5)

    Слайд 10

    Полученное по выражению (3.5) значение необходимо округлить до ближайшего целого четного числа. При четном числе звеньев цепи и нечетных числах зубьев звездочек будет обеспечен наиболее равномерный износ как самих звездочек, так и шарниров цепи. Далее по выбранному числу звеньев цепи необходимо уточнить меж­осевое расстояние передачи . (3.6) Полученное расчетом по (3.6) значение межосевого расстояния с целью исключения перенатяжения цепи из-за неточностей изготовления и монтажа сокращают на 0,2…0,4% , так чтобы свободная (ведомая) ветвь цепи имела некоторое провисание f (рис. 3.3). Для передачи, у которой угол  наклона межосевой линии к горизонту не превышает 40  , величина провисания ведомой ветви цепи , а для передач с углом  .

    Слайд 11

    Кинематика ЦП. Рис. 3.4. Схема совместного движения цепи и звездочки. Среднюю скорость V ц (м/с) цепи в цепной передаче можно определить по выражению , (3.7) где n i – частота вращения i -того вала, об/мин; z i – число зубьев звездочки, закрепленной на i -том валу; t – шаг цепи, мм. Передаточное число u цепной передачи можно выразить через её кинематические и конструктивные показатели , (3.8) Передаточное отношение, вычисленное по (3.8) является средним за оборот, но в пределах поворота звездочки на один угловой шаг ( 2  / z ) мгновенное передаточное отношение не остается постоянным . Чтобы доказать это обратимся к схеме рис. 3.4.

    Слайд 12

    Пусть ведущая звездочка, имеющая z зубьев, вращается с угловой скоростью  = const по ходу часовой стрелки. Тогда тангенциальная скорость любой точки, лежащей на делительной окружности может быть найдена по известному соотношению . (3.9) Эта тангенциальная скорость всегда может быть представлена горизонтальной V г и вертикальной V в составляющими. C оставляющие тангенциальной скорости звездочки для места входа шарнира цепи во впадину звездочки (на схеме рис. 3.4 левый шарнир на верхней, набегающей, ветви цепи) и для предыдущего шарнира, уже движущегося совместно со звездочкой (на схеме рис. 3.4 правый верхний шарнир) по величине составляют ; ; где угол  составляет половину углового шага звездочки, то есть

    Слайд 13

    Динамика и расчет ЦП. При работе цепной передачи на цепь действуют: Окружная (тангенциальная для звездочек) сила Ft , участвующая в передаче мощности от ведущей звездочки к ведомой. Эту силу приближенно (то есть в среднем, поскольку её величина колеблется) можно найти по известному выражению , (3.11) где T 1 – вращающий момент на валу ведущей звездочки, а d 1 – делительный диаметр этой звездочки. Усилие это пульсирует в силу изменения расстояния между направлением действия этой силы и осью вращения звездочки. Относительная величина пульсации этой силы  Ft , как и пульсация скорости, составит . (3.12)

    Слайд 14

    Сила предварительного натяжения F 0 , обусловленная провисанием ведомой ветви цепи ; (3.13) где q – удельная масса цепи, кг/м; a – межосевое расстояние передачи, м; g – ускорение свободного падения, м/с 2 ; k f – коэффициент учитывающий условия провисания цепи. Для горизонтальной передачи (  =0 ) k f = 6 ; для наклонной передачи, у которой 0<  45  , k f = 3 ; для вертикальной передачи (  =90  ) k f = 1 . Натяжение F V , от действия центробежных сил на злементы цепи при обегании ими звездочек. Это усилие, также как и в ременной передаче, составит ; (3.14) Сила F V растягивает цепь по всей её длине, но звездочкам не передается. В ведущей ветви цепи все эти силы суммируются . (3.15)

    Слайд 15

    Порядок расчета роликовой ЦП Исходные данные: P2 – мощность, необходимая на выходном валу; n1 – частота вращения ведущей звездочки (входного вала); n2 – частота вращения ведомой звездочки (выходного вала). Алгоритм расчёта: вычислить передаточное число; 2) назначить число зубьев меньшей (ведущей) звёздочки, соблюдая ограничительное условие z 1  13 , и вычислить число зубьев большей (ведомой) звёздочки, округлить результат расчёта до ближайшего нечётного числа и проверить по ограничению сверху z 2  1 20 ; 2а) вычислить фактическое передаточное число u ф ; 3) по конструктивным параметрам из ГОСТ 13568-97 или из технической литературы выбрать цепь с известным шагом t ф и вычислить для неё допустимое давление в шарнире [p] ц по формуле ; (3.17)

    Слайд 16

    где n 1 – частота вращения меньшей из звёздочек, мин -1 , t – шаг цепи, мм; 4) проверить шаг выбранной цепи по ограничению снизу ; (3.18) где К э – коэффициент эксплуатации, n r – число рядов цепи; ; (3.19) где K Д – коэффициент динамичности нагрузки (1,2…1,5); K С – коэффициент смазывания, непрерывное смазывание К С = 0,8 ; регулярное капельное -- К С = 1 ; периодическое - К С = 1,5 ; К  - коэффициент наклона передачи,   45  - К  = 1 ,

    Слайд 17

     > 45  - ; K H – коэффициент натяжения цепи, натяжение смещением оси одной из звёздочек – К Н = 1 , оттяжной звёздочкой или нажимным роликом - К Н = 1,1 , нерегулируемая передача – K H = 1,25 ; - коэффициент сменности (продолжительности) работы передачи, в котором T p – время работы передачи в течение суток, часов; 5) вычислить делительные диаметры звёздочек d 1 и d 2 ; 6) назначить предварительную величину межосевого расстояния; 7) вычислить необходимое число звеньев цепи и округлить полученное значение до ближайшего чётного числа; 8) уточнить величину межосевого расстояния и назначить провисание свобоной ветви цепи;

    Слайд 18

    9) определить нагрузку в свободной ветви цепи; 10) вычислить коэффициент запаса цепи по нагрузке по формуле ; (3.20) где Q Ц – паспортное разрывное усилие цепи, а [K Ц ] = 3…5 – нормативный коэффициент запаса цепи по разрывному усилию. При невыполнении неравенства (3.20) необходимо повторить расчёт для цепи с большим или меньшим шагом.

    Слайд 19

    Лекция окончена . Спасибо за внимание !


    По теме: методические разработки, презентации и конспекты

    Доклад на тему : "Темы, вопросы и учебно - исследовательские задания для организации самостоятельной работы студентов на практике"

    Доклад  подготовлен к областной педагогической конференции, посвященной  проблеме научно - исследовательской деятельности  студентов педагогических колледжей....

    "МУ по выполнению выпускной квалификационной работы"; "МУ по планированию и организации ЛПР по курсу "Кулинария"";"МУ по планированию и организации самостоятельной работы обучающихся"; Рабочие программы учебной и производственной практик "Повар, кондитер"

    Учебно-методические материалы по профессии "Повар, кондитер":- Методические указания по выполнению выпускной квалификационной работы;- Методические указания по планированию и организации самостоятельн...

    статья "Организация самостоятельной работы студентов при изучении "Технической механики"

    Самостоятельная работа студентов сегодня является очень важной частью обучения. И это не только требования новых стандартов, введеных в систему профессионального образования, это требование современно...

    Методические рекомендации по организации самостоятельной работы Учебная дисциплина «Техническая механика»

    Чтобы студенты знали план их самостоятельной работы,  требования, которые предъявляются к их  результатам и  где искать подсказку  были разработано пособие, которое становиться их ...

    МЕТОДИЧЕСКИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ВЫПОЛНЕНИЮ САМОСТОЯТЕЛЬНЫХ РАБОТ ПО УЧЕБНОЙ ДИСЦИПЛИНЕ ЭКОНОМИКА ОРГАНИЗАЦИИ (методические указания к курсовой и к контрольной работе)

    Цель курсовой работы состоит в том, чтобы закрепить и проверить знания, полученные студентами в процессе изучения учебного материала, а также выявить умение применять на практике методы анализа конкре...

    Методические рекомендации по организации самостоятельной работы студентов (учебная дисциплина "ОБЖ")

    Методические рекомендации по организации самостоятельной работы по учебной дисциплине "Основы безопасности жизнедеятельности" предназначены для обучающихся по специальностям СПО и содержат характерист...

    Методические указания по организации внеаудиторной самостоятельной работы по учебной дисциплине ОП.06. Экономика организации по специальности 08.02.01 Строительство и эксплуатация зданий и сооружений

    Методические указания по организации внеаудиторной самостоятельной работы по учебной дисциплине ОП.06. Экономика организации разработаны на основе ФГОС по специальности 08.02.01 Строительство и эксплу...