86303

Редуктор трехступенчатый горизонтальной компоновки

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Определение мощностей, передаваемых моментов на валах и кинематический расчет привода. Расчет цилиндрической косозубой передачи. Расчет цилиндрической прямозубой передачи. Предварительный выбор подшипников. Расчет валов на статическую прочность и выносливость. Расчет быстроходного вала на усталость...

Русский

2015-09-14

1.23 MB

2 чел.

Министерство Образования Республики Беларусь

Белорусский Национальный Технический Университет

Кафедра «Детали  машин и ПТМ»

Группа 103142-С

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

пояснительная записка

Выполнил                                                                              

Руководитель                                                        Кузьмин А. В.

2005



Содержание

Введение                                                                                                                        4

1 Определение мощностей, передаваемых моментов на валах и кинематический расчет привода.                                                                                                                        5

2. Расчет передач       7

2.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи z1z2      7

2.2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи z3z5 и z4-z6          12

2.3 Расчет цилиндрической прямозубой передачи z7z8           16

3 Предварительный расчет валов.                  21

4 Предварительный выбор подшипников            22

5 Расчет валов на статическую прочность и выносливость     23

5.1 Расчет быстроходного вала на усталость        23

5.2 Расчет промежуточного  вала 2 на усталость      27

5.3 Расчет промежуточного  вала 3 на усталость         32

5.4 Расчет выходного вала на усталость             36

6 Проверка подшипников на долговечность       40

6.1 Проверка подшипников для вала 1      40

6.2 Проверка подшипников для вала 2      40

6.3 Проверка подшипников для вала 3       41

6.4 Проверка подшипников для выходного вала         42

7 Расчет и проверка муфт      43

8. Подбор и проверка шпоночных соединений          45

9. Определение размеров корпусных деталей        47

10. Выбор смазочных материалов.       48

11 Назначение допусков и посадок     49

Литература                                                                                                                        50

Приложение


Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники, муфты и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы  монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом  проекте  редуктор соответствует условиям технического задания.

Редуктор трехступенчатый горизонтальной компоновки. Корпус редуктора выполнен разъемным, литым из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412 – 79. Оси валов редукторов расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов редуктора обеспечивается наиболее удачная сборка.


1 Определение мощностей, передаваемых моментов на валах и кинематический расчет привода.

Выбор электродвигателя

Определяем мощность на выходном валу привода

                                    

Определяем КПД привода     (табл. 1.2.1 [1])

цил=0,96 – КПД цилиндрической передачи

под=0,99 – КПД пары подшипников качения

муф=0,98 – КПД муфты

Общий КПД:

Определяем требуемую мощность электродвигателя

            Определяем диаметр звёздочки

Принимаем Дзв = 418 мм

            Определяем рекомендуемое передаточное число привода

        (табл. 1.2.3 [1])

Расчетная частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле

                                   

По табл. 16.7.1 [1] примем асинхронный электродвигатель 4А112MA6У3 с номинальной мощностью и частотой вращения     nдв = 950 об/мин.

Кинематический расчет

            Общее передаточное отношение привода

Рекомендуемое передаточное отношение Uo = 45       (табл. 4.2.5 [1])

Разобьем общее передаточное отношение по ступеням

U31=3.15 – цилиндрической косозубой передачи

U32=3.550 – цилиндрической прямозубой передачи

U33=4.000 – цилиндрической прямозубой передачи

Мощность на валах

                                     

Частота вращения валов

                                          n1=950.00 об/мин

Крутящий момент на валах

   


2. Расчет передач

2.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи z1z2 

Выбор материала и термообработка.

Материал шестерни – Сталь 55, нормализация, твердость 250 НB

Материал колеса – Сталь 55, нормализация, твердость 230 НB

Расчетная долговечность привода (с.277[2])

Lh = Lгод  Ксут  24 Кгод  365= 5.0 0.30 24 0.6 365=7884 часов

Эквивалентное число циклов перемены напряжений (с.281[2])

- при расчете на контактную прочность

 -для шестерни

-для колеса

-при расчете на изгиб

  •  для шестерни

-для колеса

где: с = 1 – число колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым;

n1 – частота вращения того из колёс, по материалу которого определяются допускаемые напряжения;  

m – показатель наклона левой ветви кривой усталости. Для зубчатых колёс с твёрдостью , а также закалённых с нагревом ТВЧ с обрывом закалённого слоя у переходной поверхности m = 6.

        Найдем коэф. долговечности (Zn и Yn)

– при расчете на контактную прочность

 - для шестерни

т.к. NHE > N

где:Nно1 =17.0106 циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости шестерни 250 HB (рис.4.1.3[1])

 - для колеса

т.к. Nнe > Nнo 

где:Nно2 =14.0106 циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости колеса 230 HB (рис. 4.1.3[1])

– при изгибе

 - для шестерни

Принимаем Yn1 = 1

 -для колеса

Принимаем Yn2 = 1

где: Nfo = 4.00 106 циклов – базовое число циклов (с.286[2])

Определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса

Предел контактной выносливости (табл. 4.1.3[1])

н limb1=2  HB + 70 = 2 250 + 70 = 570.00 МПа

н limb2=2  HB + 70 = 2 230 + 70 = 530.00 МПа

Допускаемые контактные напряжения (4.1 [1])

где: Sн = 1.1 – коэф. безопасности (4.1 [1])

Расчётные допускаемые контактные напряжения для цилиндрических косозубых колёс с небольшой разницей их твёрдости:

[н] = [н]1(2)min = 394.6 МПа

Предел выносливости на изгиб (табл. 4.1.3[1])

f lim1= 1.75HB  = = 437.50 МПа

f lim2= 1.75HB = = 402.50 МПа

 

Допускаемые напряжения при изгибе (4.1 [1])

где:  = 1.00 – коэф. приложения нагрузки (передача нереверсивная)

Расчет геометрических параметров передачи.

Межосевое расстояние (4.2.2 [1])

где: Ка  = 43.0 – числовой коэф. для косозубой передачи

Кн=1.04 – коэф. учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (рис.4.2.2а,б [1])

ва – коэф. ширины колеса (табл.4.2.7 [1])

где: ва= 0.40

Принимаем aw = 90.00 мм

Зададимся числом зубьев шестерни =20 и назначим предварительно угол наклона зубьев =15.

 Найдем модуль

По ГОСТ 9563-60 принимаем нормальный модуль mn = 2,25мм

Суммарное число зубьев передачи

                                  

Принимаем

Определим окончательно угол наклона зубьев

тогда = 125051

Число зубьев шестерни .

Принимаем z1=19.

        Число зубьев колеса

 

Размеры шестерни и колеса

 - делительный диаметр

 - диаметр выступов

da1 = d1 + 2  m = 43.846 + 2 2.25 = 48.346 мм

da2 = d2 + 2  m = 136.154 + 2 2.25 = 140.654 мм

 

- диаметр впадин

df1 = d1 – 2.5  m = 43.846 – 2.5 2.25 = 38.221 мм

df2 = d2 – 2.5  m = 136.154 – 2.5 2.25 = 130.529 мм

 - рабочая ширина колеса и шестерни

b2 = ba aw = 0.4 90.00 = 36 мм 

b1 = b2+5 = 36 + 5 = 41 мм

Проверка

Определим окружную силу в зацеплении

                                

Определим окружную скорость

По (табл. 4.2.8 [1]) принимаем 8-ю степень точности.

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

                                 

где коэффициент ,учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку(табл.4.2.10[1]);

      коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (табл.4.2.12[3]);

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации

                                

       Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

                                

Удельная расчетная окружная сила

                                       

 

Проверочный расчет на контактную прочность зубьев (4.2.1 [1])

где: zЕ = 275 – коэф. учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес

zн – коэф. учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев для косозубой передачи

zн = 1.77  cos = 1.77  cos125051 = 1.726

– коэф. учитывающий суммарную длину контактных линий

где: E - коэф. торцевого перекрытия

= 394.6 МПа

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется

Проверка расчетных напряжений изгиба (4.2.1 [1])

Удельная окружная динамическая сила ,Н/мм

                                  

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку,=0.06(таб.4.2.11[1])

                                   

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации Н/мм

                                  

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине,  K= 1.04 (рис. 4.2.2[1])

       Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

                                   

       Удельная расчетная окружная сила при изгибе

Расчетные напряжения изгиба зуба, МПа

где: Yf – коэф. учитывающий форму зуба (рис.4.2.3[1])

для его определения найдем эквивалентное число зубьев

, тогда Yf1 = 4.10

, тогда Yf2 = 3.71

Yε – коэф., учитывающий перекрытие зубьев (для косозубых передач)

Y = коэф. учитывающий наклон зуба (для косозубых передач)

=175МПа

=161МПа

Условие прочности по  напряжениям  изгиба выполняется.

Для дальнейших расчетов принимаем результаты расчетов выполненных вручную.

2.2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи z3z5 и z4-z6

Расчет цилиндрической прямозубой передачи z3z5 и z4-z6

Выбор материала и термообработка.

Материал шестерни – Сталь 55, нормализация, твердость 250 НB

Материал колеса – Сталь 55, нормализация, твердость 230 НB

Расчетная долговечность привода (с.285[2])

Lh = Lгод  Ксут  24 Кгод  365= 5.0 0.30 24 0.6 365=7884 часов

Эквивалентное число циклов перемены напряжений (с.280[2])

- при расчете на контактную прочность

 -для шестерни

-для колеса

-при расчете на изгиб

  •  для шестерни

-для колеса

где: с = 1 – число колес находящихся в зацеплении с расчитываемым

        Найдем коэф. долговечности (Zn и Yn)

– при расчете на контактную прочность

 - для шестерни

т.к. Nнe > Nнo

где:Nно3 =17.0106 циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости шестерни 250 HB (рис. 4.1.3[1])

 - для колеса

т.к. Nнe >Nнo 

где:Nно5 =14.0106 циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости колеса 230 HB (рис. 4.1.3[1])

– при изгибе

 - для шестерни

Принимаем Yn3 = 1

 -для колеса

Принимаем Yn5 = 1

где: Nfo = 4.00 106 циклов – базовое число циклов (с.286[2])

Определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса

Предел контактной выносливости (табл.4.1.3[1])

н limb3=2  HB + 70 = 2 250 + 70 = 570.00 МПа

н limb5=2  HB + 70 = 2 230 + 70 = 530.00 МПа

Допускаемые контактные напряжения (4.1 [1])

где: Sн = 1.1 – коэф. безопасности (4.1 [1])

Условно-допустимое напряжение

[н] = [н]5 = 421.928МПа

Предел выносливости на изгиб (табл. 4.1.3[1])

f lim3= 1.75HB  = = 437.50 МПа

f lim5= 1.75HB = = 402.50 МПа

Допускаемые напряжения при изгибе (4.1 [1])

где:  = 1.00 – коэф. приложения нагрузки (передача нереверсивная)

Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние (4.2.2 [3])

где: Ка  = 49.0 – числовой коэф. для прямозубой передачи

Кн=1.12 – коэф. учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (рис.4.2.2а,б [1])

ва – коэф. ширины колеса (табл.4.2.7 [3])

где: ва = 0.315

Принимаем aw = 160.00 мм

Зададимся числом зубьев шестерни =19

 Найдем модуль

По ГОСТ 9563-60 принимаем нормальный модуль mn = 4 мм

Суммарное число зубьев передачи

                                  

Число зубьев шестерни

Принимаем z3=18.

        Число зубьев колеса

Размеры шестерни и колеса

 - делительный диаметр

 - диаметр выступов

da3 = d3 + 2  m = 72 + 2 4 = 80 мм

da5 = d5 + 2  m = 248+ 2 4 = 256 мм

 - диаметр впадин

df3 = d3 – 2.5  m = 72 – 2.5 4 = 62 мм

df5 = d5 – 2.5  m = 248 – 2.5 4 = 238 мм

 - рабочая ширина колеса и шестерни

b5 = ba  aw = 0.315 160.00 = 50.4 мм ; Принимаем b5=50мм

b3 = b5+4 = 50 + 4 = 54 мм

Проверка

Определим окружную силу в зацеплении

                                

Определим окружную скорость

По (табл. 4.2.8 [1]) принимаем 8-ю степень точности.

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

                                 

где коэффициент ,учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку(табл.4.2.10[3]);

      коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (табл.4.2.12[3]);

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации

                                

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

                                

Удельная расчетная окружная сила

                                       

Проверочный расчет на контактную прочность зубьев (4.2.1 [1])

где: zЕ = 275 – коэф. учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес

zн – коэф. учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев для прямозубой передачи

zн = 1.77

– коэф. учитывающий суммарную длину контактных линий.

= 421.928МПа

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется

       Проверка расчетных напряжений изгиба (4.2.1 [1])

       Удельная окружная динамическая сила ,Н/мм

                                  

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку,=0.16(таб.4.2.11[1])

                                   

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации Н/мм

                                  

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, = 1.25 (рис. 4.2.2[1])

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

                                   

Удельная расчетная окружная сила при изгибе

Расчетные напряжения изгиба зуба, МПа

где: Yf – коэф. учитывающий форму зуба (рис.4.2.3[3])

для его определения найдем эквивалентное число зубьев

, тогда Yf1 = 4.25

, тогда Yf2 = 3.71

Yε – коэф. учитывающий перекрытие зубьев

Y = коэф. учитывающий наклон зуба

=175МПа

=161МПа

Условие прочности по  напряжениям  изгиба выполняется.

2.3 Расчет цилиндрической прямозубой передачи z7z8

Расчет цилиндрической прямозубой передачи z7z8

Выбор материала и термообработка.

Материал шестерни – Сталь 40ХН, закалка ТВЧ, твердость 43HRC

Материал колеса – Сталь 40ХН, закалка ТВЧ, твердость 40 HRC

Расчетная долговечность привода (с.285[2])

Lh = Lгод  Ксут  24 Кгод  365= 5.0 0.30 24 0.6 365=7884 часов

Эквивалентное число циклов перемены напряжений (с.281[2])

- при расчете на контактную прочность

 -для шестерни

-для колеса

-при расчете на изгиб

  •  для шестерни

-для колеса

где: с = 1 – число колес находящихся в зацеплении с раcсчитываемым

        Найдем коэф. долговечности (Zn и Yn)

– при расчете на контактную прочность

 - для шестерни

т.к. Nнe < Nнo

где:Nно7 =57.0106 циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости шестерни 43 HRC (рис. 4.1.3[3])

 - для колеса

т.к. Nнe < Nнo 

где:Nно8 =40.0106 циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости колеса 40HRC (рис. 4.1.3[3])

– при изгибе

 - для шестерни

Принимаем Yn7 = 1

 -для колеса

где: Nfo = 4.00 106 циклов – базовое число циклов (с.286[2])

       Определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса

Предел контактной выносливости (табл.4.1.3[1])

н limb7=17HRC + 200 = 17 43 + 200 = 931 МПа

н limb8=17HRC + 200 = 17 40 + 200 = 880 МПа

        Допускаемые контактные напряжения (4.1 [1])

где: Sн = 1.2 – коэф. безопасности (4.1 [1])

Условно-допустимое напряжение

[н] = [н]7 = 804.384 МПа

       Предел выносливости на изгиб (табл.4.1.3[1])

f lim7= 750  МПа

f lim8= 700 МПа

       

Допускаемые напряжения при изгибе (4.1 [3])

где:  = 1.00 – коэф. приложения нагрузки (передача нереверсивная)

Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние (4.2.2 [3])

где: Ка  = 49.0 – числовой коэф. для косозубой передачи

Кн=1.13 – коэф. учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (рис.4.2.2а,б [3])

              ва – коэф. ширины колеса (4.2.7 [3])

где: ва = 0.4

Принимаем aw = 180.00 мм

Зададимся числом зубьев шестерни =18

 Найдем модуль

По ГОСТ 9563-60 принимаем нормальный модуль mn = 4 мм

Суммарное число зубьев передачи

                                  

Число зубьев шестерни

        Число зубьев колеса

Размеры шестерни и колеса

 - делительный диаметр

 - диаметр выступов

da7 = d7 + 2  m = 72 + 2 4 = 80 мм

da8 = d8 + 2  m = 288 + 2 4= 296 мм

 - диаметр впадин

df7 = d7 – 2.5  m = 72 – 2.5 4 = 62мм

df8 = d8 – 2.5  m = 288 – 2.5 4 = 278 мм

 - рабочая ширина колеса и шестерни

b8 = ba aw = 0.315 180.00 = 56.7 мм ;

b7 = b8+4 = 56.7 + 4= 60.7 мм

Проверка

Определим окружную силу в зацеплении

Определим окружную скорость

По (табл. 4.2.8 [1]) принимаем 9-ю степень точности.

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

                                 

где коэффициент ,учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку(табл.4.2.10[3]);

      коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (табл.4.2.12[3]);

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации

                                

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

                                

Удельная расчетная окружная сила

                                       

Проверочный расчет на контактную прочность зубьев (4.2.1 [1])

где: zЕ = 275 – коэф. учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес

zн – коэф. учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев для прямозубой передачи

zн = 1.77

– коэф. учитывающий суммарную длину контактных линий,

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется

Проверка расчетных напряжений изгиба (4.2.1 [3])

Удельная окружная динамическая сила ,Н/мм

                                  

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку,=0.16(таб.4.2.11[1])

                                   

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации Н/мм

                                  

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, = 1.03 (рис. 4.2.2[1])

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

                                   

Удельная расчетная окружная сила при изгибе

Расчетные напряжения изгиба зуба, МПа

где: Yf – коэф. учитывающий форму зуба (рис.4.2.3[3])

для его определения найдем эквивалентное число зубьев

, тогда Yf7 = 4.25

, тогда Yf8 = 3.71

Yε – коэф. учитывающий перекрытие зубьев

Y = коэф. учитывающий наклон зуба

Условие прочности по  напряжениям  изгиба выполняется.

Для дальнейших расчетов принимаем результаты расчетов выполненных вручную.


3 Предварительный расчет валов.

Выбор материала валов

По (16.2[1]) для быстроходного и промежуточного вала 2 принимаем материал: сталь 55 с термообработкой – нормализация;

    твердость заготовки 228...320 HB,  МПа;  МПа; допускаемое напряжение на кручение   .

Для промежуточного вала 3 : сталь 40ХН с термообработкой – с закалкой ТВЧ.

   твердость .
   твердость 3
HRC,  МПа;  МПа;  допускаемое напряжение на кручение 25 .

Для выходного вала  : сталь 40ХН с термообработкой – с закалкой ТВЧ.

   твердость заготовки 40...43 HRC,  МПа;  МПа;  допускаемое напряжение на кручение 30  .

          Геометрические параметры валов

Предварительный диаметр вала определяется по формуле:

.

где  Т - крутящий момент, Нмм;

 - допускаемое условное напряжение при кручении, .

Предварительный диаметр входного вала :

мм;

из стандартного ряда принимаем мм.

 Предварительный диаметр выходного вала :

          мм;

из стандартного ряда принимаем мм.

Предварительный диаметр промежуточного вала 2 :

мм;

из стандартного ряда принимаем мм.

Предварительный диаметр промежуточного вала 3 :

мм;

из стандартного ряда принимаем мм.

Диаметры остальных участков вала назначаются конструктивно, с учетом размеров стандартных деталей насаживаемых на вал.


4 Предварительный выбор подшипников

По ( табл. 7.10.2[2] ) для быстроходного и промежуточных валов 2,3 принимаем: подшипник 306 ГОСТ 8338-75; для тихоходного вала : принимаем подшипник 213 ГОСТ 8338-75. Основные параметры и размеры подшипников сводим в табл. 1.

Таблица 4.1.

Обозначение

Подшипников

d, мм

D, мм

B, мм

r, мм

Cr, кН

C0r, кН

206

30

62

16

1.5

19500

10000

212

60

110

22

2,5

52,0

31,0


5 Расчет валов на статическую прочность и выносливость

5.1 Расчет быстроходного вала на усталость


Нагрузка на вал от муфты

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

Проверка:

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости

Проверка:

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

 

                                     Рис.5.1 Расчетная схема нагружения вала.

 Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

Сечение 1 Нм.

Сечение 2:  Нм.

         Нм.

Сечение 3:  Нм.

Сечение 4:  Нм.

                     Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

Сечение 1:  Нм.

Сечение 2:  Нм.

Сечение 3:  Нм.

Сечение 4:  Нм.

            Суммарные изгибающие моменты

Сечение 1:  Нм.

Сечение 2:  Нм.

     Нм.

Сечение 3:  Нм.

Сечение 4:  Нм.

Суммарный крутящий момент  Нм.

             Эквивалентный момент

где  - для Стали55 (табл. 16.2.1[3])

Проверочный расчет 1 вала

Определим коэф. запаса прочности для опасного сечения

Найдем моменты сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении (Wк) (табл. 14.2 [3])

Определим предел выносливости стали при изгибе (14.11 [3]) и кручении (14.13 [3])

-1 = 0.43  в  = 0.43 650 = 279,5 МПа

-1 = 0.58  -1 = 0.58 279,5 = 162,11 МПа

где: в = 650 МПа – прочности стали (табл. 15.1 [2])

Напряжение в проверяемом сечении

Нормальное напряжение для симметричного цикла (14.14 [3])

где: М = 80.6 Нм – суммарный изгибающий момент

Касательные напряжения для отнулевого цикла (14.14 [3])

Эффективный коэф. концентрации напряжений (табл. 14.2 [3])

К = 1,6; К = 1,5;

Масштабный фактор при d =38.221мм; E=0.85; E=0.73 (табл. 14.3 [3])

Для среднеуглеродистой стали: =0.2; =0.1 (табл. 14.4 [3])

Коэф. запаса прочности по нормальным напряжениям (14.9 [3])

Коэф. запаса прочности по касательным напряжениям (14.10 [3])

Общий коэф. запаса прочности (14.8 [2])

где: [S] = 1.3…4 – требуемый коэф. запаса для обеспечения прочности и жестокости

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены


5.2 Расчет промежуточного  вала 2 на усталость

Нмм


Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

Проверка:

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости

Проверка:

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов


 

                                     Рис.5.2 Расчетная схема нагружения вала

 

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

Сечение 1:  Нм.

Сечение 2:  Нм.

Сечение 3:

 Нм.

                          Сечение 4:  

Сечение 5 : Нм

                     Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

Сечение 1:  Нм.

Сечение 2:  Нм.

Сечение 3:  

Сечение 4:

Сечение 5 : Нм

            Суммарные изгибающие моменты

 Сечение 1:  Нм.

Сечение 2:  Нм.

Сечение 3:

Сечение 4:

Сечение 5 : Нм

Суммарный крутящий момент  Нм.

             Эквивалентный момент

где  - для Стали55 (табл. 16.2.1[3])

Проверочный расчет  вала  2.

          Определим коэф. запаса прочности для опасного сечения

Найдем моменты сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении (Wк) (табл. 14.2 [2])

Определим предел выносливости стали при изгибе (14.12 [3]) и кручении (14.13 [3])

-1 = 0.43  в  = 0.43 650 = 279,5 МПа

-1 = 0.58  -1 = 0.58 279,5 = 162,11 МПа

где: в = 650 МПа – прочности стали

Напряжение в проверяемом сечении

Нормальное напряжение для симметричного цикла (14.14 [3])

где: М = 30.18 Нм – суммарный изгибающий момент

Касательные напряжения для отнулевого цикла (14.14 [3])

 

Эффективный коэф. концентрации напряжений (табл. 14.2 [3])

К = 1,75; К = 1,5;

Масштабный фактор при d =35мм; E=0.85; E=0.73 (табл. 14.3 [3])

Для среднеуглеродистой стали: =0.2; =0.1 (табл. 14.4 [3])

Коэф. запаса прочности по нормальным напряжениям (14.9 [3])

Коэф. запаса прочности по касательным напряжениям (14.10 [3])

Общий коэф. запаса прочности (14.8 [3])

где: [S] = 1.3…4 – требуемый коэф. запаса для обеспечения прочности и жестокости

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.


5.3
Расчет промежуточного  вала 3 на усталость


Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

Проверка:

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости

Проверка:

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

                                     Рис.5.3 Расчетная схема нагружения вала


           Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

           Сечение 1:  Нм.

Сечение 2:  Нм.

           Сечение 3:

 Нм.

           Сечение 4:  

Сечение 5 : Нм

           Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

           Сечение 1:  Нм.

Сечение 2:  Нм.

Сечение 3:  

Сечение 4:

Сечение 5 : Нм

Суммарные изгибающие моменты

Сечение 1:  Нм.

Сечение 2:  Нм.

Сечение 3: Нм.

Сечение 4: Нм

Сечение 5 : Нм

Суммарный крутящий момент  Нм.

            Эквивалентный момент

где  - для Стали40ХН (табл. 16.2.1[3])

Проверочный расчет  вала 3

        Определим коэф. запаса прочности для опасного сечения

Найдем моменты сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении (Wк) (табл. 14.2 [3])

Определим предел выносливости стали при изгибе (14.12 [3]) и кручении (14.13 [3])

-1 = 0.43  в  = 0.43 1600 = 688 МПа

-1 = 0.58  -1 = 0.58 688 = 399,04 МПа

где: в = 1600 МПа – прочности стали .

Напряжение в проверяемом сечении

Нормальное напряжение для симметричного цикла (14.14 [3])

где: М = 446,6 Нм – суммарный изгибающий момент

Касательные напряжения для отнулевого цикла (14.14 [3])

МПа

Эффективный коэф. концентрации напряжений (табл. 14.2 [3])

К = 1,75; К = 1,6;

       Масштабный фактор при d =62мм; E=0.65; E=0.65 (табл. 14.3 [3])

Для легированной стали: =0.25; =0.15 (табл. 14.4 [3])

Коэф. запаса прочности по нормальным напряжениям (14.9 [3])

Коэф. запаса прочности по касательным напряжениям (14.10 [3])

Общий коэф. запаса прочности (14.8 [3])

где: [S] = 1.3…4 – требуемый коэф. запаса для обеспечения прочности и жестокости

        Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены .


5.4 Расчет выходного вала на усталость


Нагрузка на вал от муфты

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

Проверка:

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости

Проверка:

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

                           

Рис.5.4 Расчетная схема нагружения вала

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

Сечение 1:  Нм.

Сечение 2:  Нм.

Сечение 3:  Нм.

Сечение 4:.

              Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

Сечение 1:  Нм.

Сечение 2:  Нм.

             Сечение3:

Нм.

Сечение4:

            Суммарные изгибающие моменты

 Сечение 1:  Нм.

Сечение 2:  Нм.

Сечение 3:  Нм.

Сечение 4:  Нм.

Суммарный крутящий момент  Нм.

           Эквивалентный момент

где  - для Стали 40ХН (табл. 16.2.1[3])

          Проверочный расчет выходного вала

Определим коэф. запаса прочности для опасного сечения

Найдем моменты сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении (Wк) (табл. 14.2 [3])

Определим предел выносливости стали при изгибе (14.12 [3]) и кручении (14.13 [3])

-1 = 0.43  в  = 0.43 820 = 352,6 МПа

-1 = 0.58  -1 = 0.58 352,6 = 204,5 МПа

где: в = 820 МПа – прочности стали .

Напряжение в проверяемом сечении

Нормальное напряжение для симметричного цикла (14.14 [3])

где: М = 845.8 Нм – суммарный изгибающий момент

Касательные напряжения для отнулевого цикла (14.14 [3])

Эффективный коэф. концентрации напряжений (табл. 14.2 [3])

К = 2.4; К = 1.8;

Масштабный фактор при d =60мм; E=0.65; E=0.65 (табл. 14.3 [3])

Для легированной стали: =0.25; =0.15 (табл. 14.4 [3])

Коэф. запаса прочности по нормальным напряжениям (14.9 [3])

Коэф. запаса прочности по касательным напряжениям (14.10 [3])

Общий коэф. запаса прочности (14.8 [1])

где: [S] = 1.3…4 – требуемый коэф. запаса для обеспечения прочности и жестокости

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.


6 Проверка подшипников на долговечность

       6.1 Проверка подшипников для вала 1

Определим суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскости

Fa = 261.99 Н – осевая нагрузка

dn = 30 мм – диаметр вала под подшипник

n = 950 об/мин – частота вращения вала

Lh = 7884 часов – требуемый срок службы привода

Предварительно принимаем подшипник шариковый однорядный лёгкой серии номер 206 ГОСТ 8338-75

где: С = 19500 Н – динамическая грузоподъемность

 С0 = 10000 Н – статическая грузоподъемность (табл. 16.3 [3])

         В данном случае наиболее нагружена правая опора (опора В), где: F2 = 907.7 Н

 Проверим величину отношения для второй опоры

в этом случае X = 0.56 Y = 1.99 (таблица 16.3[3]).

Эквивалентная нагрузка (16.1 [3])

Pr2 = X  V  F2 + Y Fa2 = 0.56 1 907.7+1.99 261.99=1029.7Н

Расчетная долговечность (16.9 [3])

т. к. L > Lh окончательно принимаем подшипник 206

        6.2 Проверка подшипников для вала 2

Определим суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскости

Fa = 249 Н – осевая нагрузка

dn = 30 мм – диаметр вала под подшипник

n = 301.6 об/мин – частота вращения вала

Lh = 7884 часов – требуемый срок службы привода

Предварительно принимаем подшипник шариковый однорядный легкой серии номер 206 ГОСТ 8338-75

где: С = 19500 Н – динамическая грузоподъемность

 С0 = 10000 Н – статическая грузоподъемность (табл. 16.3 [3])

         В данном случае наиболее нагружена правая опора (опора B), где: F2 = 539 Н

 Проверим величину отношения для второй опоры

в этом случае X = 0.56 Y = 1.99

Эквивалентная нагрузка (16.1 [3])

Pr2 = X  V  F2 + Y Fa2 = 0.56 1 539+1,99 249=797.35

Расчетная долговечность (16.9 [1])

т. к. L > Lh окончательно принимаем подшипник 206

         6.3 Проверка подшипников для вала 3

Определим суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскости

Fa = 0 Н – осевая нагрузка

dn = 30 мм – диаметр вала под подшипник

n = 84.954 об/мин – частота вращения вала

Lh = 7884 часов – требуемый срок службы привода

Предварительно принимаем подшипник шариковый однорядный легкой серии номер 206 ГОСТ 8338-75

где: С = 19500 Н – динамическая грузоподъемность

 С0 = 10000 Н – статическая грузоподъемность (табл. 16.3 [3])

Т. к. осевая сила равна нулю, расчет будем производить по наиболее нагруженной опоре F1,2 = 2486.9 Н

Эквивалентная нагрузка (16.1 [3])

Pr1,2 = X  V  F1,2 = 1 1 2486.9 = 2486.9 H

где: Х - коэф. радиальной нагрузки (табл. 16.12 [3]);

 V - коэф. вращения.

Расчетная долговечность (16.9 [3])

т. к. L > Lh окончательно принимаем подшипник 206.

        6.4 Проверка подшипников для выходного вала

Определим суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскости

Fa = 0 Н – осевая нагрузка

dn = 60 мм – диаметр вала под подшипник

n = 21.238 об/мин – частота вращения вала

Lh = 7884 часов – требуемый срок службы привода

Предварительно принимаем подшипник шариковый однорядный  легкой серии номер 212 ГОСТ 8338-75

где: С = 52000 Н – динамическая грузоподъемность

                С0 = 31000 Н – статическая грузоподъемность (табл. 16.3 [3])

Т. к. осевая сила равна нулю, расчет будем производить по наиболее нагруженной опоре F1 = 10061.2 Н

Эквивалентная нагрузка (16.1 [3])

Pr2 = X  V  F2 = 1 1 10061.2 = 10061.2 H

где: Х - коэф. радиальной нагрузки (табл. 16.12 [3])

V - коэф. вращения

Расчетная долговечность (16.9 [3])

т. к. L > Lh окончательно принимаем подшипник 212


7 Расчет и проверка муфт

На работу муфты существенно влияют толчки, удары и колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому расчёт муфты ведём не по номинальному моменту Т, а по расчётному Тр:

где kр=1,5 коэффициент режима работы;

      Т - вращающий момент на валу;

Для передачи вращающего момента от электродвигателя на входной вал устанавливаем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП) 250-32-1 ГОСТ 21424-93:

Расчётный момент

По таблицам находим, что для валов диаметром 20мм подходит муфта с наружным диаметром 100мм и допускаемым расчётным моментом 63Нм. Но поскольку диаметр выходного вала электродвигателя равен 32 мм, то выбираем муфту с наружным диаметром 140мм и допускаемым расчётным моментом 250Нм. Из таблиц выписываем параметры муфты, необходимые для расчёта (табл.13.3.1[1]):

Таблица 7.1

d,мм

Тр, Нм

D, мм

Do, мм

Пальцы

Втулки

dп ,мм

lп, мм

число

dвт, мм

lвт, мм

32

250

140

100

16

64

6

30

25

Проверяем пальцы на изгиб по формуле:

что меньше

Проверяем резиновые втулки на смятие:

что меньше .

Для передачи вращающего момента с выходного вала устанавливается зубчатая сцепная муфта 1-1600-55-1 ГОСТ 5006-94; из таблицы выписываем параметры муфты, необходимые для расчёта(табл.13.2.1[1]):

Таблица 7.2

d,мм

Тр, Нм

D

D1

D2

L

m

B

b

Z

55

1600

170

125

80

174

2.5

50

13

38

Проверяем муфту на условие износостойкости:

 

где         

следовательно

что меньше .


8. Подбор и проверка шпоночных соединений

1. Входной вал.

-Подобрать призматическую шпонку и проверить её прочность при передаче вращающего момента  от полумуфты длиной 50мм. к валу диаметром

По таблицам (табл. 4.1 [3]) для заданного диаметра вала выбираем сечение призматической шпонки

, t1=3,5мм.

Принимаем расчётную длину шпонки lp=40 мм.

Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки ,проверим её на прочность по формуле (4.1[3]):

 

2.Промежуточный вал 2

- Подобрать призматическую шпонку и проверить её прочность при передаче вращающего момента от стальной шестерни шириной 36мм. к валу диаметром

По таблицам (табл. 4.1 [3]) для заданного диаметра вала выбираем сечение призматической шпонки

, t1=5 мм. Расчётная длина шпонки:

Принимаем lp=20 мм.

Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки ,проверим её на прочность:

- Подобрать призматическую шпонку и проверить её прочность при передаче вращающего момента от вала диаметром  к стальной шестерне шириной 54мм.

По таблицам для заданного диаметра вала выбираем сечение призматической шпонки

, t1=5мм. Расчётная длина шпонки:

Принимаем lp=40 мм.

Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки ,проверим её на прочность:

3.Промежуточный вал 3

- Подобрать призматическую шпонку и проверить её прочность при передаче вращающего момента от стальной шестерни шириной 50мм. к валу диаметром

По таблицам для заданного диаметра вала выбираем сечение призматической шпонки

, t1=5мм.

Принимаем шпонку на 5мм короче шестерни, т. е. расчётная длина шпонки lp =33 мм.

Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки ,проверим её на прочность:

4.Выходной вал.

- Подобрать призматическую шпонку и проверить её прочность при передаче вращающего момента от стальной шестерни с длиной ступицы 70мм. к валу диаметром

По таблицам для заданного диаметра вала выбираем сечение призматической шпонки

, t1=7,5мм. Расчётная длина шпонки:

Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки ,проверим её на прочность:

-Подобрать призматическую шпонку и проверить её прочность при передаче вращающего момента  от полумуфты длиной 82мм. к валу диаметром

По таблицам для заданного диаметра вала выбираем сечение призматической шпонки

, t1=6мм. Расчётная длина шпонки:

Принимаем lp=63 мм.

Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки ,проверим её на прочность:


9. Определение размеров корпусных деталей

Определение размеров корпусных деталей (табл. 10.2 [1])

9.1. Толщина стенки корпуса редуктора:

h = 0.025  a + 3 = 0.025 180.00 + 3 = 7,5 мм

где а = 180 мм – межосевое расстояние

принимаем h = 8 мм.

9.2. Толщина крышки редуктора:

h1 = 0.9  h  = 0.9 8 = 7.2 мм

принимаем h1 = 8 мм.

9.3. Толщина фланца корпуса редуктора:

b = 1.5  h = 1.5 8 = 12 мм

принимаем b = 12 мм.

9.4. Толщина фланца крышки редуктора:

b = 1.35  h1 = 1.35 8 = 10.8 мм

принимаем b = 12 мм.

9.5. Толщина фундаментных лап редуктора:

p = 2.3  h = 2.3 8 = 18.4 мм

принимаем p = 19 мм.

9.6. Толщина ребер корпуса редуктора:

m = 0.9  h = 0.9 8 = 7.2 мм

принимаем m = 7 мм.

9.7. Толщина ребер крышки редуктора:

m1 = 0.9  h1 = 0.9 8 = 7.2 мм

принимаем m1 = 7 мм.

9.8. Диаметр фундаментных болтов:

d1 = 2  h =2 8=16 мм

принимаем d1 = 16 мм.

9. Диаметр болтов у подшипников, соединяющих корпус редуктора с крышкой:

d2 = 1.5  h =1.5 8 = 12 мм

принимаем d2 = 12 мм.

910. Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

d3 = 0.55  d1 =0.55 16 = 11 мм

принимаем d3 = 12 мм.


       10. Выбор смазочных материалов.

Смазывание зубчатых передач и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение повышает КПД редуктора.

По способу подвода смазки к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание (применяют при окружной скорости более 8 м/с).

В данном случае мы применяем картерное смазывание. Оно осуществляется при скорости до 12 м/с, посредством окунания колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Колеса погружаются в масло на высоту зубa, при вращении колеса масло вспенивается и стекает каплями на все узлы и поверхности.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.

По контактному напряжению колеса, равному 804 МПа и окружной скорости 0.25м/с найдем кинематическую вязкость масла, она будет равняться 6010-6 м/с2 (табл. 11.1 [4]). По вязкости выбираем сорт масла –

И-Г-А-68 (табл. 11.2 [4]).

Объем масла заливаемый в масляную ванну:

V = blh = 0.260.63.06= 0.0098 м3=9.8 литра

где: b – ширина внутренней полости редуктора;

      h – высота уровня масла;

      l – длина внутренней полости редуктора.

Для смазывания подшипников внутрь их закладывается солидол.


11 Назначение допусков и посадок

Выбор посадок

Посадки с зазором

Исходя из рекомендаций [1] посадка распорных втулок на вал между колесом и подшипником, шестерней и подшипником – E9/k6.Посадка муфт на входном и выходном валах (с использованием шпонки) - H7/к6 [1].

Посадки с натягом

Посадки зубчатых колес и шестерен на валы (с использованием шпонки) - H7/r6

Посадки подшипников

Поле допуска вала при посадке шариковых радиальных подшипников - k6, поле допуска отверстия при посадке шариковых радиальных подшипников - H7.

Шероховатость поверхностей

По [1] шероховатость рабочих контуров деталей, поверхностей после литья, несопрягаемых поверхностей оснований, кронштейнов, корпуса, отверстия под проход болтов имеют шероховатость Ra=80 мкм (без снятия материала), и Ra=12,5 мкм (со снятием материала). Нерабочие концы валов, втулок, несопрягающихся поверхностей колес имеют шероховатость Ra=2,5 мкм. Нерабочие торцы зубчатых колес и поверхности канавок имеют шероховатость Ra=2,5 мкм. Шероховатость Ra=1,25 мкм у поверхностей резьбы, посадочных поверхностей зубчатых колес, звездочек, шкивов, привалочных плоскостей корпусных деталей, присоединительных плоскостей крышек и фланцев.


Литература

1. Л.В.Курмаз ,  А.Т.Скойбеда ’’ Детали машин. Проектирование : учебное пособие ’’.Минск .:УП Технопринт 2001.

2. А.Т. Скойбеда, А.В.Кузьмин ”Детали машин и основы конструирования''

Минск.: Выш. школа 2000

3. А. В. Кузмин и др. Расчет деталей машин: Справочное пособие 3 - е издание перераб . и доп. Мн.: Выш. школа 1986

4. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов ’’Конструирование узлов и деталей машин.’’ Москва.: Высшая школа 2000.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

15514. Проектирование структуры и содержания дистанционного курса «Использование аудиоинформации при создании цифровых образовательных ресурсов» 1.92 MB
  КУРСОВАЯ РАБОТА Проектирование структуры и содержания дистанционного курса Использование аудиоинформации при создании цифровых образовательных ресурсов Содержание Введение 1. Теоретические основы проектирования дистанционных курсо
15515. Київська митрополія і Флорентійська унія 39.81 KB
  Відокремлення московської митрополії Після входження Києва до ЛитовськоРуської держави відбувається його поступове відродження як духовного та релігійного центру України. В той же час протягом ХIV поч.. ХV ст. у Києві та Москві періодично виникали ситуації коли одно...
15516. Кирило Розумовський 18.34 KB
  Війна мала два важливих наслідки. Поперше переконала російський уряд у неможливості вирішити свої південнозахідні проблеми без економічно сильної України з власним устроєм. Подруге ще раз показала українській громадськості життєву необхідність відновлення гетьманс...
15517. Кирило-Мефодіївське Братство 50 KB
  КирилоМефодіївське Братство Схожі матеріали Культурницький етап українського руху у Східній Україні в ХIХ столітті У 1834 р. цар Микола дозволив відкрити другий в Україні університет ім. св. Володимира в Києві. Засн...
15518. Реєстрове козацтво 16.67 KB
  Реєстрове козацтво Козацька старшина існувала у реєстровому козацькому війську що було створене у 1572 році. На чолі реєстрових козаків стояв гетьман якого обирали за погодженням з королівським урядом на загальній військовій раді. Першим гетьманом реєстрового війська
15519. Під владою Польщі. Зростання козацтва (друга пол. XVI - перша пол. XVII ст.) 19.53 KB
  Під владою Польщі. Зростання козацтва друга пол. XVI перша пол. XVII ст. антифеодальні виступи міщан. Між козаками селянами та міщанами уже сформувалися відносини спільності інтересів взаєморозуміння та взаємопідтримки. У 80х роках XVI ст. відбулося кілька локальних вист
15520. Колонізація після 1569 22.58 KB
  Наслідки Люблинської унії для України були величезні. Україна була розірвана: більша її частина перейшла до Польщі Галичина Холмщина Волинь Поділля Брацлавщина Київщина Підляшшя. За Великим Князівством Литовським залишилися білоруські землі по Вітебськ Оршу та Мс
15521. Конотопська битва або Соснівська битва (27 червня — 29 червня / 7 липня — 9 липня 1659 року) 21.53 KB
  Конотопська битва або Соснівська битва 27 червня 29 червня / 7 липня 9 липня 1659 року битва між військами Гетьмана Івана Виговського та Кримської Орди з одного боку і московським військом з іншого біля міста Конотопа сучасної Сумської області. Наслідки та значення Зв...
15522. Культура 16-17 століття 17.49 KB
  Розвиток української культури проходив в складних суперечливих умовах коли Україна знаходилась під владою іноземних держав і до середини XVII ст. не мала власної державності. Але І в цей час українська культура мала тісні взаємозв'язки з культурою Польщі. Росії. Чехії зазн...