Как рассчитать общее передаточное число. Передаточное отношение привода. Определение числа ступеней

Признаки беременности после имплантации эмбриона

По известным значениям скоростей на входе n ном иn вых определяем общее передаточное отношение редуктора по формуле:

Подставляя полученные в предыдущем пункте значения n ном иn вых получаем:


Определение числа ступеней

Поскольку в ТЗ для определения числа ступеней задан критерий минимизации массы, то согласно имеем формулу

Ручные трансмиссии характеризуются передаточными отношениями, которые можно выбрать, заблокировав выбранные пары передач на выходном валу внутри коробки передач. Верхняя передача выбирается для получения максимальной скорости и ограничена мощностью двигателя, скоростью и экономией топлива. Нижние шестерни выбираются для получения максимальной скорости при максимальном градиенте. Ожидается, что и нижние шестерни будут давать ползучую скорость, чтобы избежать использования сцепления и тормоза в городском движении.

Выбор промежуточных передач таков, что он обеспечивает более плавный сдвиг передач. Интервал передач выполняется в геометрической прогрессии. Расстояние между верхними передачами обычно ближе, чем в нижних передачах, потому что водители чаще меняются между нижними передачами. Это противоречит традиционной идее прогрессивного интервала, в котором у более высоких передач было больше пространства между ними. Предложен объективный способ выбора передаточных отношений для использования в трансмиссии транспортного средства, имеющей несколько переключаемых передач.


(3), где

k - расчетное число ступеней ЭМП;

i 0 - общее передаточное отношение,i 0 =225;

с 2 - коэффициент, определяемый для равнопрочных передач на изгиб по формуле:


, где

Способ включает в себя выбор передаточных отношений для конкретного применения с последующим вычислением коэффициента низкой передачи и коэффициента передачи с высокой передачей на основе параметров транспортного средства и требований к характеристикам. Общий коэффициент распределения определяется путем деления отношения низких передач на коэффициент высокой передачи. Используя распространение общего отношения, создается геометрическая последовательность с множеством терминов, так что каждое из членов соответственно представляет этапы отношения между шестернями.

K 3 ,K 4 – коэффициенты, учитывающие зависимость массы шестерни от конструктивного оформления. Выбирается из таблицы.K 3 =0.5, K 4 =4.

Подставляя значения в (3) получаем:

Округляя до ближайшего большего целого получаем, что количество ступеней редуктора k=4.

Распределение общего передаточного отношения по ступеням

Таблица 1

Наконец, каждое передаточное отношение делится на соответствующий шаг соотношения плюс один, чтобы найти передаточное отношение для следующей передачи. Этот метод обеспечивает объективный способ выбора передаточных отношений, так что этапы между каждым из коэффициентов равномерно прогрессируют. Не только процедура обобщена и проверена, но также разработан инструмент предсказания эффективности для быстрой проверки и результатов. Прогнозирование производительности для транспортных средств с разработанными передаточными отношениями было строго выполнено, и были зарегистрированы и сопоставлены требуемые параметры.

Поскольку выбор числа зубьев осуществляется из рекомендуемого стандартного ряда , результирующее передаточное отношение может несколько отличаться от расчетного. Погрешность (Δi) фактического передаточного отношения от расчетного не должна превышать 10%, где

.

Опыт работы с широким диапазоном редукторов с различным числом передач и изменяющимися моментом вращения двигателя показал, что вышеупомянутый принятый метод выбора передач является оптимальным и может быть стандартным для выбора передач. С помощью этого стандартного метода выбора передаточного отношения можно легко выбрать оптимальное передаточное отношение и получить наилучшие результаты.

После проектирования и строительства автомобиля одной из самых сложных вещей, чтобы получить право, является передаточное отношение для использования в конкретной гонке. На этой странице описаны методы, которые мы использовали для определения наилучшего коэффициента передачи для использования в гонке. Это относится к неподвижным и переменным вагонам, хотя вариационные вагоны могут меняться во время гонки или круга, что усложняет ситуацию немного больше. Однако среднее отношение передачи базовой линии будет одинаковым в обоих случаях.

Фактическое передаточное отношение i фактич находим по формуле:


.

Вычисляем погрешность передаточного отношения:


Следовательно, выбор числа зубьев колес и шестерен был произведен верно.

Чтобы продолжить гонку, вы должны убедиться, что среднее потребление энергии достаточно низкое, поэтому автомобиль продолжает гонку, не останавливаясь, но все же использует как можно больше, чтобы вы могли идти так быстро и, насколько это возможно, через 4 часа.

Если передаточные числа являются выходными, также существует вероятность перегретого и сгоревшего двигателя. Это сложная балансировка, и всегда трудно получить право. Это грубая диаграмма, показывающая выбор расстояния между шестернями на определенном автомобиле. Это довольно основательно и игнорирует некоторые факторы. Из-за нагревания двигателя расстояние, например, снижалось бы экспоненциально, когда коэффициент передачи был снижен. Передаточное отношение - это отношение колесной шестерни к моторной передаче или общее передаточное отношение, если имеются какие-либо перемещающиеся шестерни.

Кинематическая схема редуктора показана на рис.1.

Рис.1. Кинематическая схема ЭМП

Силовой расчет эмп Проверочный расчет выбранного двигателя по статической нагрузке

Так как на данном этапе проектирования известна кинематическая схема ЭМП, то из соотношения приведения моментов :

Обратите внимание, что пройденное пиковое расстояние с этим конкретным автомобилем через 4 часа будет достигнуто с передаточным отношением около 7, когда автомобиль будет усреднять около 17 ампер. Если коэффициент передачи увеличен, автомобиль будет работать медленнее, но будет использовать меньше тока и будет иметь хороший запас прочности для завершения гонки. Если вы окажетесь ниже 6, автомобиль остановится на трассе ближе к концу гонки, и, несмотря на то, что автомобиль движется быстрее, когда он идет, он будет действительно путешествовать менее далеко, и его средняя скорость в течение всего времени гонки будет Меньше.


(4), где

M i ,M i – момент нагрузки наi-ом иj-ом валах;

i ij – передаточное отношениеi-го иj-го вала;

η ij – КПД передачи,η ij =0.98;

η подш – КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал,η подш =0.99.

Силовой расчет эмп Проверочный расчет выбранного двигателя по статической нагрузке

Также вполне вероятно, что после этого ваши батареи будут сильно повреждены. Обратите внимание также, как быстро максимальное расстояние падает с уменьшением передаточного отношения. Если вы уменьшите передаточное отношение немного до далекого, то средний ток, который вы используете, будет так сильно нагревать двигатель, что, скорее всего, двигатель будет гореть, если у вас нет системы охлаждения на основе снежного шторма.

Хорошим выбором было бы сначала увеличить скорость, давая оценку безопасности на 15%. Вы легко можете рассчитать коэффициент первого прохода. При этом пессимистично. Всегда лучше закончить гонку, а не останавливаться, и, конечно же, лучше избегать сгоревшего двигателя. Расчет для подходящего передаточного отношения. Таким образом, с колесами на 20 дюймов 406, которые имеют диаметр около 461 м, в зависимости от размера шины, мы получаем комплексное передаточное отношение.

Поскольку в момент пуска двигателя нужно учесть инерционность двигателя и нагрузки, необходимо, чтобы двигатель обеспечивал нужное угловое ускорение нагрузки. На выходном валу с учётом динамической составляющей действует следующий момент:

М Σ = М н + J н н =0.35+0.2*10=2.35 (Н*м)

Для того чтобы проверить правильность выбора двигателя, необходимо привести момент на выходном валу к валу двигателя по формуле (4) для каждого вала, начиная от выходного, и сравнить пусковой момент двигателя с приведённым моментом.

Как определить правильный коэффициент

Несмотря на то, что приведенное выше дает коэффициент первого прохода, вам действительно нужно адаптировать его для своего автомобиля на рассматриваемой трассе, с батареями, которые у вас есть, и ветром в день. Это трудно сделать, поскольку это зависит от веса автомобилей, сопротивления качению, фронтальной области, коэффициента аэродинамического сопротивления, эффективности привода и т.д. большинство из этих баров аэродинамический коэффициент сопротивления действительно может быть измерен или рассчитан, но коэффициент аэродинамического сопротивления трудно измерить или рассчитать.

Ведем расчёт последовательно к валу двигателя:




Выполним предварительную проверку правильности выбора двигателя:

Определение модуля зацепления

Когда у вас есть опыт работы с автомобилем в разных схемах и условиях, это намного проще, поскольку вы знаете, что работает базовая линия, и вы можете просто увеличить или уменьшить ее немного на основе пальца в воздухе и глядя на холмы. Однако для новых команд и нового автомобиля это намного сложнее.

Поскольку тестовые треки трудно найти, то, что мы нашли лучше всего, это проверить автомобиль на рассматриваемой схеме во время тренировочной сессии в день гонки. Мы получаем самый опытный водитель, чтобы сначала проехать автомобиль на 3-х круговой остановке и провести измерения во время среднего круга. Как только опытный водитель сделал это, и проверил автомобиль, менее опытные водители могут выполнять свою практику, в то время как лихорадочная математическая деятельность выполняется в ямах.


По паспортным данным М пуск =11.8·10 -3 Н·м, то есть 11.8≥11.8 – верно => двигатель выбран правильно. То есть выбранный двигатель сможет обеспечить нужно угловое ускорение нагрузки при старте.

Определение модуля зацепления

Модуль зацепления определяется из расчета зубьев на прочность (изгибную и контактную). Поскольку в проектировании ЭМП предполагается открытый тип передач, то расчет зубьев на изгиб является проектным.

Определение числа ступеней

Используя секундомер, мы время на среднем круге. Сознавая длину цепи, мы вычисляем среднюю скорость. Вы можете рассчитать средний ток, используя. На самом деле у нас есть таблица, напечатанная из уравнений математики, которые помогают нам сделать этот выбор.

Распределение общего передаточного отношения по ступеням

Для этого требуется инструмент на автомобиле для измерения среднего используемого тока. Важно только измерять средний ток для среднего круга, поскольку, поскольку начальные и замедляющие кружки будут иметь смещенные средние токи. Вы действительно должны иметь возможность измерять средний ток. На коленях ветренного и, возможно, холмистого контура мгновенный ток может легко варьироваться от 2 до 45 ампер.

При проверочном расчете по известной геометрии зубьев и заданным нагрузкам определяют действующие контактные напряжения σ н и проверяется условие σ н ≤[σ н ].

Расчет на изгибную прочность проводят для наиболее нагруженной ступени редуктора, т.е. в нашем случае для ступени Z­ 8 -Z 7 . При этом модуль определяется по менее прочному колесу зубчатой элементарной пары соотношением:

После тренировочного сеанса мы по возможности меняем передачу. Это зависит от состояния батарей и их температуры в день. Выполнение тестов разряда батареи поможет вам рассчитать это для ваших конкретных батарей. Обратите внимание, однако, что каждый разряд с глубоким циклом будет постоянно уменьшать емкость батарей. Урон становится намного больше, чем глубже вы их освобождаете. Если вы снимете их ниже 5 вольт, вы, как правило, увидите много деградации, поэтому, стремясь к минимальному напряжению в 11 вольт, вы получите немного погрешности.

Набор, который был относительно хорошо ухаживаем, но сделал 8 гонок, возможно, может понести 16 А в среднем. Чтобы оптимизировать передачу, вам нужно относительно небольшие шаги в настройке. Мы используем соответствующие винтики, чтобы получить необходимую нам передачу. Изменение переднего зубца на 1 зуб составляет 5% -ное изменение передаточного отношения с шестнадцатиугольным зубцом.


(5), где

m– модуль прямозубых колес;

K– коэффициент расчетной нагрузки,K=1.1...1.5 (выбирается согласно ), выбираем значениеK=1.3;

M – крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо [Н·м],

Y F – коэффициент формы зуба, выбирается из таблицы , в нашем случаеY F =3.73;

Изменение заднего зубца на одном зубе было бы примерно на 2% в отношении передаточного отношения. Несмотря на то, что автомобиль идет на ветер только для части контура и идет по ветру, автомобиль имеет меньше сопротивления, это не отменяет из-за квадратного закона. Хотя вы используете больше тока, поднимающегося на холм, вы используете почти пропорциональный показатель, который меньше возвращается.

Автомобили с редуктором и двигателем

Существует небольшое увеличение тока из-за вторичных аффектов, однако, в основном наши старого закона аэродинамического сопротивления противника, а также снижение эффективности при более высоких крутящих моментах. Автомобили с редуктором и двигателем с регулируемой скоростью все еще нуждаются в том, чтобы получить общую готовность к правильной цепи. Однако со средней текущей обратной связью во время гонки они могут настроить свое текущее использование для обработки ошибок, изменения условий и батарей, которые не срабатывают раньше, чем ожидалось.

ψ в – коэффициент формы зубчатого венца, для мелкомодульных передач ψ в =3...16 (согласно ), выбираем ψ в =6;


– допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб [МПа];

Z– число зубьев рассчитываемого колеса.

Если при определении модуля mпо формуле (5) дало значение < 0.3 мм, то, исходя из конструктивных соображений, модуль принимают равным 0.3 мм.

У шестерни материал берем прочнее. Выбираем материал из рекомендуемых пар:

Шестерни: сталь 20Х

Термообработка: объемная закалка (должны быть прочнее)

 = 7.85 г/см 3

 в = 850 Мпа – предел прочности

 т = 630 Мпа – предел текучести

Колеса: сталь 50

Термообработка: поверхностная закалка

 = 7.85 г/см 3

 в = 800 Мпа – предел прочности

 т = 590 Мпа – предел текучести

[σ F ]=

, где

σ FR – предел выносливости на изгибе;

К FC – коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса;

К FL – коэффициент долговечности;

δ F – коэффициент запаса прочности (т.к. условие работы кратковременное, то δ F =2.2);

К FC =1, для нереверсионных передач.

К FL =

, где

N Н – число циклов нагружения

n– частота вращения зубчатого колеса,n=20 об / мин,

c– число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым, с=1,

L– срок службы передачи,L=100 часов.

N Н =60·20·1·100=120000 оборотов

К FL = (4000000/120000)^1/6 = 1.794

И у шестерен, и у колес σ FR =550 МПа.

[σ F ]=

= 550·1·1.794/2.2 = 448.5 МПа

Для шестерен значения Y f больше, чем для колес, а, следовательно, и отношениеY f /[σ f ] больше, поэтому расчет веду по шестерне.

Подставляя данные в формулу (5) получаем


Исходя из конструктивных соображений, назначаем модули зацепления на все передачи равными 0.3 мм.

Определение допускаемых напряжений для шестерен и колес

[σ н ] =σ HR ·Z R ·Z V ·K HL 1,2 /δ H 12, где

σ HR – предел контактной выносливости поверхности зубьев;

σ HR шестерен = 18·HRC+150 = 18·52+150 = 1086 МПа;

σ HR колес = 17·HRC+200 = 17·48+200 = 1016 МПа;

Z R – коэффициент шероховатости сопряженных поверхностей,Z R =1;

Z V – коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса,Z V =1;

δ H 12 – коэффициент безопасности, δ H 12 = 1/2;

K HL – коэффициент долговечности

K HL =

, где

N H = 120000 оборотов

N HO = 1,5*10 8 для закаленных доHRC45...50 шестерен

K HL = =

[σ н ] шестерен = 1086·1·1·3.282/1.2 = 2970 МПа

[σ н ] колес = 1016·1·1·3.282/1.2 = 2778 МПа

Следовательно, допускаемое контактное напряжение

[σ н ] = 2778 МПа

Допускаемое напряжение изгиба

Требуемую мощность электродвигателя определяют по формуле (7.1) или (7.3); соответствующий типоразмер его выбирают по табл. 2.2. Так как для рассчитываемого привода подходят двигатели с различными частотами вращения, то следует рассмотреть несколько вариантов и остановиться на оптимальном, соответствующем конкретным условиям работы. При этом надо учитывать, что с повышением частоты враще­ния масса двигателя и его габариты уменьшаются, снижается стоимость, однако рабочий ресурс тоже уменьшается. Поэтому для приводов общего назначения, если нет специальных ука­заний, предпочтительны двигатели с частотами вращения 1500 или 1000 об/мин (соответственно частота вращения при номи­нальном режиме с учетом 3 % скольжения n ном ≈ 1450 или 970 об/мин).

п в = 60 v / πD (7.1)

Затем определяют общее передаточное отношение привода

i = n ном / п в (7 .2)

и производят предварительную разбивку его:

i = i 1 i 2….. i k (7.3)

где i 1,….., i k – частные значения передаточных отношений каждой передачи, входящей в общую схему привода. В процессе проектирования их уточняют в соответствии со стандартами на параметры ременных, цепных, зубчатых и червячных передач.

Выбор типа передач. Соединение вала машины с валом электродвигате­ля возможно лишь в относительно редких случаях, когда частоты вращения этих валов одинаковы, например в приво­дах центробежных насосов, вентиляторов и пр. Если это усло­вие не соблюдается, то для привода машины необходима установка повышающей или понижающей передачи.

Оптимальный тип передачи определяется с учетом ряда фак­торов: эксплуатационных условий, характера изменения нагруз­ки в процессе работы, заданного срока службы, требования техники безопасности, удобства обслуживания и ремонта, стои­мости привода и его монтажа.

В зависимости от конкретных условий конструктор, проек­тирующий механическое приводное устройство, рассматривает варианты применения передач различных типов - зубчатых, червячных, ременных, цепных, фрикционных и их целесообраз­ных сочетаний.

Проектирование приводных устройств следует начинать с кинематического расчета. Исходными данными, необходимы­ми для расчета, могут быть такие показатели: номинальный вращающий момент Т на валу приводимой в движение ма­шины, его угловая скорость (или частота вращения и), график изменения нагрузки и частоты вращения за определенный период. Для приводов транспортеров нередко указывают вместо частоты вращения приводного вала скорость ленты или цепи и соответственно диаметр барабана или звездочки, а вместо момента на приводном валу - окружную силу F. По этим данным легко определить значения момента и часто­ты вращения. Далее, задаваясь предварительно частотой вра­щения вала электродвигателя (предпочтительно из ряда синхронных частот п с = 1000; 1500; 3000 об/мин), вычисляют зна­чения передаточных отношений для нескольких вариантов при­водов.

Анализируя полученные значения их, намечают несколько вариантов компоновки привода, включающего механические передачи различных типов. Кинематические схемы приводов надо рассматривать как предварительные, подлежащие уточ­нению в процессе дальнейшего проектирования.

Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя должны быть из­вестны условия эксплуатации (график нагрузки, температура и влажность окружающей среды и др.), требуемая мощность и частота вращения вала. В соответствии с этими данными выбирают по каталогу электродвигатель и проверяют его на нагрев при установившемся и переходных режимах и при кратковременной перегрузке.

В ряде случаев подбор электродвигателя упрощается: 1) при длительной постоянной или незначительно меняющейся нагрузке проверка на нагрев необязательна, так как завод-изготовитель выполнил ее для указанных условий и гаранти­рует длительную работу на номинальном режиме; 2) для повторно-кратковременного режима работы выбирают двига­тель с повышенным пусковым моментом с учетом продолжи­тельности включения (ПВ, %); 3) если машина, для которой проектируется привод, часто включается и выключается, имеет повышенное статическое сопротивление и значительный дина­мический момент в период пуска, то выбранный электродви­гатель следует проверить по величине пускового момента Т пуск.

Первый случай нагружения электродвигателя охватывает большое число видов механических приводов - к вентиляторам, насосам, компрессорам, конвейерам, транспортерам и пр. Второй случай нагружения характерен для приводов лебедок, кранов, подъемников и др.

В проектах, выполняемых по курсу деталей машин, раз­рабатываются в основном приводы к машинам, входящим в первую группу. Поэтому электродвигатель, выбранный по каталогу, можно не проверять на нагрев. Требуемую мощность электродвигателя Р (Вт) определяют по расчетной номиналь­ной нагрузке [например, для конвейеров и транспортеров -по тяговому усилию (H) и скорости ленты v (м/с)]. Тогда искомая мощность

Р = Fv/ η (8.1)

где η - коэффициент полезного действия (КПД) всего привода, равный произведению частных КПД передач, входящих в при­вод;

η = η 1 η 2 η k (8.2)

Средние значения КПД передач приведены в табл. 8.1 (с учетом потерь на трение в подшипниках); в ней же ука­заны средние значения передаточных отношений, которые мо­гут быть приняты в качестве ориентировочных при выполне­нии курсовых проектов.

Если в исходных данных на проектирование привода ука­заны значения вращающего момента Т (Н * м) на приводном валу и угловая скорость этого вала ω (рад/с), то требуемая мощность электродвигателя, Вт

P = T ω / η (8.3)

По найденной мощности двигателя определяют его тип, наи­более подходящий для конкретных условий работы.

Таблица 8.1

Значения КПД и передаточных отношений передач

Промышленность выпускает большое число электродвигате­лей для всех отраслей народного хозяйства. По роду тока их разделяют на следующие типы.

1. Двигатели постоянного тока; они допускают плавное регулирование угловой скорости вала, обеспечивают плавный пуск, торможение и реверс; предназначены в основном для приводов электрического транспорта, кранов, подъемных уста­новок и т. п.

2. Однофазные асинхронные двигатели небольшой мощ­ности, применяемые в приводах бытовых механизмов.

3. Трехфазные синхронные двигатели, частота вращения которых не зависит от нагрузки; характеризуются высокой механической надежностью, малой чувствительностью к коле­баниям напряжения сети; их применяют в основном в уста­новках большой мощности.

4. Трехфазные асинхронные двигатели, наиболее распростра­ненные в различных отраслях народного хозяйства; их преи­мущества по сравнению с двигателями других типов: простота конструкции, меньшая стоимость, более высокая эксплуата­ционная надежность. При выполнении курсовых проектов сле­дует выбирать для приводов именно эти двигатели.

При номинальном режиме среднее значение s ≈ 3 ÷ 5%. В период пуска двигателя момент на его валу изменяется от Т пуск до Т мах, частота вращения возрастает от 0 до n кр. Точка Т мах n кр – критическая, работа в таком режиме недопустима, т.к. двигатель быстро перегревается. При снижении нагрузки от Т тах до Т ном, т. е. при переходе к номинальному установившемуся режиму, частота вращения возрастает до n ном. При дальнейшем снижении нагрузки частота вращения повы­шается и при Т=0 достигает значения n с, когда скольжение х= 0.

Пуск двигателя происходит при s= 1 (или 100%), когда п = 0. Точка S кр, Т max - крити­ческая, двигатель должен проходить ее без малейшей задерж­ки. Участок между максимальным и пусковым моментами почти прямолинейный: момент пропорционален скольжению. При s ном двигатель развивает номинальный момент и может эксплуатироваться в таком режиме длительное время. При S= 0 момент T тоже равен нулю, а частота вращения возрастает до n с (об/мин), определяемой по формуле:

где f - частота тока, равная 50 периодам в 1 с; р - число пар полюсов. Как правило, двигатели для механических приводов выбирают с числом пар полюсов от 1 до 4 (табл. 8.2).

Таблица 8.2

Определение числа пар полюсов

Вот такие ориентировочные значения n ном и следует принимать во внимание при определении передаточных отноше­ний проектируемых приводов.

Трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели еди­ной серии 4А общего назначения для продолжительного ре­жима работы выполняют в двух вариантах: защищенные двигатели мощностью 15 - 400 кВт и закрытые обдуваемые мощностью 0,06-315 кВт. Эти двигатели надежнее и удобнее в эксплуатации, чем двигатели защищенные, поэтому рекомен­дуется выбирать их для приводов общего назначения.

Заключение

По материалам курсовой работы можно сделать следующие выводы:

1. Выполнили разбивку общего передаточного отношения по ступеням

2. Обосновали выбор основных параметров редукторов

3. Обосновали выбор марок стали для зубчатых колёс

4. Определили допускаемые напряжения

5. Определили основные параметры цилиндрических передач

6. Описали цилиндрические зубчатые передачи. Краткие сведения по геометрии и кинематике

7. Описали передаточное отношение привода

8. Обосновали выбор электродвигателя

Список литературы

1. Бабкин И.А. Конкурентоспособность как фактор, определяющий стратегию предприятия // Экономика и конкурентоспособность России: Межвузовский сборник научных трудов. Вып. № 6. - СПб: Изд-во Политехн. ун-та, 2004.

2. Баканов М.И. Шеремет А.Д. Теория экономического анализа. - Н.: Учебник Финансы и статистика, 1997.

3. Байзельман Р.Д. и др. Подшипники качения.– М.: Машиностроение, 1975.

4. Биргер И.А., Иосилевич Г.Б., Резьбовые соединения.- М.:"Машиностроение" 1973.-256 с.

5. Беляков В.М., Жарков М.С., Фёдоров В.В., Янковский В.В. Зубчатые передачи подвижного состава: Учебное пособие для студентов. Куйбышев.: КИИТ, 1990.

6. Богданов А.И. Стратегическое управление научно-техническим прогрессом на предприятии (объединении). - М.: ВАФ, 1991.

7. Валы и оси. Конструирование и расчёт/ Под ред. Серенсена. М.: Машиностроение, 1980.

8. Гузенков П.Г. Теория механизмов и машин детали машин.Методические указания и задания на контрольные работы. "Высшая школа", 1966.- 93 с.

9. Детали машин в примерах и задачах: Учебное пособие для вузов/ Под ред. Ничипорчика С.Н.– Минск: Вышэйша Школа, 1981.

10. . Детали машин: Справочник/ Под ред. Ачеркана.Н.С. В 3-х тт.– М.: Машиностроение, 1968-1969.

11. Детали машин: Атлас конструкций/ Под ред. Решетова Д.Н. – М.: Машиностроение, 1988.

12. Динамика машин и управление машинами: Справочник/ Под ред.Крейнина Г.В.– М.: Машиностроение, 1988.

13. Игнатович А.М., Марков А.Н., Детали машин. Методические указания и контрольные задания.- М.: "Высшая школа", 1975.-95 с.

14. Иванов М.Н. Детали машин.- М.: "Высшая школа", 1991.-383 с.

15. Информационная революция: наука, экономика, технология - М.: ИНИОН, 1993. - 202 с.

16. Ицкович Г.М. Чернавский С.А. и др. Сборник задач и примеров расчёта по курсу деталей машин.- М. "Машиностроение", 1975. 286 с.

17. Клячкин Н.Л. Расчёт групповых резьбовых соединений.М.:

18. Любушин М.П., Лещева В.Б., Дьякова В.Г. Анализ финансово-экономической деятельности предприятия. Учебное пособие для вузов. – М.: ЮНИТИ-ДАНА, 1999.

19. Практическое пособие. - М.: Финпресс, 1998. - 272 с.

20. "Машиностроение", 1972.- 386 с.

21. Максимова Н. С. О реформировании межбюджетных отношений в Российской Федерации //Финансы, 1998, № 6.

22. Максимкина Е.А., Лоскутова Е.Е., Дорофеева В. В. Конкурентоспособность фармацевтической организации в условиях рынка. - М.: МЦФЭР, 1999. - 256 с.

23. Николаев Г.А. и др. Проектирование сварных конструкций в машиностроении.- М.: "Машиностроение", 1975.- 212 с.

24. С.Н.Ничипорчик, М.И.Корженцевский, В.Ф.Калачёв и др.Детали машин в примерах и задачах.- 2-е изд.-Мн.:"Выш.школа",1981.-432 с.

25. Серенсен С.В., Когаев В.П., Шнейдерович Р.М. Несущая способность и расчёты деталей машин на прочность. – М"Машиностроение". 1983.- 343 с

26.Тарабасов Н.Д., Учаев П.Н. Проектирование деталей и узлов машиностроительных конструкций: Справочник.– М.: Машиностроение, 1983.

27.Трение, изнашивание, смазка: Справочник/ В.В. Алисин и др.– М.: Машиностроение, 1980.

28.Чернавский С.А. Подшипники скольжения.– М.: Машгиз, 1963.

29.Чернавский С.А., Боков К.Н.. Чернин И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие.- М.:Машиностроение, 1988. -416с.

30.Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов.– М.: Машиностроение, 1980.–351 с.

Приложение

Приложение 1

Механические свойства сталей

Марка стали Диа­метр D, мм Ши­рина S, мм НВ сердце­вины HRC поверх­ности σ В σ Т Термическая обработка
МПа
Любой Любая 163-192 - Нормализация
» » 179-207 - »
235-262 - Улучшение
269-302 - »
40Х 235-262 - »
40Х 269-302 - »
40Х 269-302 45-50 Улучшение +
закалка ТВЧ
35ХМ 235-262 - Улучшение
35ХМ 269-302 - »
35ХМ 269-302 48-53 Улучшение +
закалка ТВЧ
40ХН 235-262 - Улучшение
40ХН 269-302 - »
40ХН 269-302 48-53 Улучшение +
закалка ТВЧ
20ХН2М 300 - 400 56-63 Улучшение +
цементация +
закалка
18ХГТ 300-400 56-63 То же
12ХНЗА 300 - 400 56-63 »
25ХГМ 300 -400 56-63 »
4QXH2MA 269-302 50-56 Улучшение +
азотирование
35Л Любой Любая 163-207 - Нормализация
45Л 207-235 - Улучшение
40ГЛ 235-262 - »

Приложение 2

Общие положения

Расчёт распространяется на стальные прямозубые, косозубые и шевронные передачи редукторов, прямозубые открытые передачи и реечные прямозубые передачи при соблюдении следующих условий:

а) для редукторов:

1) валы опираются на подшипники качения;

2) корпус защищен от проникновения внутрь грязи и воды и обладает достаточной жесткостью;

3) зубья смазываются маслом;

4) среда химически неагрессивная;

5) температура масла в корпусе не выше 95 °С;

б) степень точности по нормам плавности и контакта 6-9 -по ГОСТ 1643 - 81;

7) окружная скорость зубчатых колес - до 16 м/с;

8) параметр шероховатости рабочих поверхностей зубьев Ra ≤ 2,5 мкм;

9) исходный контур по ГОСТ 13755-81;

б) для открытых передач:

1) зубья смазываются пластичной смазкой;

2) степень точности по нормам контакта 9-10 по ГОСТ 1643-81;

3) передачи прямозубые;

4) окружная скорость до 2 м/с;

5) ширина колеса - не более 10 модулей. Основные обозначения:

а - меж осевое расстояние, мм;

b - ширина зубчатого колеса; мм;

d - диаметр, мм;

F - сила, Н;

i - передаточное отношение;

К - коэффициент;

К d - коэффициент долговечности;

K B - коэффициент эквивалентности;

Кv - коэффициент динамичности:

К a - коэффициент распределения нагрузки:

К β - коэффициент концентрации нагрузки;

L - срок службы;

l - длина, мм;

М - изгибающий момент, Н м;

т - показатель кривой усталости;

т - модуль, мм;

N - число циклов перемены напряжений (наработка);

N G - база напряжений;

П - частота вращения, мин -1 ;

Р - мощность, Вт;

Т - крутящий момент, Н мм;

t -время, с;

и - передаточное число одной пары зубчатки колес;

v - окружная скорость, м/с;

х - коэффициент режима:

х - коэффициент смещения;

Y f - коэффициент формы зуба;

Y β - коэффициент наклона зуба;

Z - число зубьев;

α - угол зацепления;

Публикации по теме