125301 (598617), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

У ході курсового проектування щодо редуктора, що розробляється, і щодо захисту курсового проекту, в обов'язковому порядку необхідно опрацювати такі питання:

• умови навантаження деталей редуктора;

• основні принципи розрахунку редуктора на міцність ;

• матеріали основних деталей редуктора й заготовки для них;

• вимоги до якості окремих поверхонь (точність обробки, чистота, термообробка);

• вимоги до взаємного розміщення поверхонь;

• забезпечення співвісності вихідного вала редуктора з валом компресора;

• марки масел для змазування редуктора і підшипників;

• послідовність складання і розбирання редуктора;

• конструкція і робота ущільнень валів редуктора;

• схеми установки підшипників;

• вибір типу підшипників;

• особливості експлуатації і монтажу установки із втулково-пальцевою пружною муфтою і клинопасовою передачею;

• переважність і недоліки вибраної конструкції редуктора, умови навантаження зубчатих пар редуктора.

3 ОБСЯГ І ТЕРМІН ВИКОНАННЯ ОКРЕМИХ РОЗДІЛІВ ПРОЕКТУ

Завдання на виконання курсового проекту видається в шостому семестрі.

У ході курсового проектування розділи виконуються паралельно, в таблиці 3.1 зазначений термін завершення окремих розділів.

Таблиця 3.1

Номер розділу	Зміст розділу	Обсяг, %	Термін складання (номер тижня)
1	Попередні розрахунки (вибір двигуна, розрахунок коліс, вибір розмірів валів, корпуса, ремінної передачі, муфти)	5	2
2	Компонування редуктора	10	4
3	Основні розрахунки	10	6
4	Складальне креслення	15	7
5	Встановлювальне креслення	15	8
6	Робочі креслення деталей	10	10
7	Оформлення П3	10	11
8	Захист проекту	-	12

4. МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ ДО ВИКОНАННЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТУ

4.1 Кінематичні розрахунки

При виконанні кінематичного розрахунку редуктора і виборі електродвигуна необхідно брати такі значення ККД:

передача із зубчатими циліндричними колесами

_пер=0,97 – 0,98;

підшипникова пара на валу редуктора

_пп=0,99;

клинопасова передача

_кл=0,95 – 0,97;

пружна втулково-пальцева муфта

_м=0,98;

асинхронний електродвигун

_дв=0,75 – 0,85.

Потужність привідного електродвигуна визначається за формулою

кВт,

де i – число зубчатих пар редуктора;

n_вих – частота обертів вихідного вала редуктора, об/хв.

Частота обертів вихідного вала редуктора для схеми а дорівнює

n_вих=n_вхu_ред.

Для решти схем вона дорівнює

.

Частота обертів електродвигуна для схем а, б, в визначається за формулою

n_дв=n_вхu_кл.

Для схем г, д, е вона дорівнює

.

Технічні дані асинхронних електродвигунів серії 4А наведені в [3], табл. П1-П2, с. 390-392, із яких береться двигун з найближчим більшим значенням потужності відносно розрахункового.

Для двоступінчастих редукторів за схемами г, д, е передаточні числа тихохідної u_т і швидкохідної u_б ступенів редуктора беруться залежно від u_ред із табл. 4.1

Таблиця 4.1

uред	uб	uт
6	2,5	2,4
8	3,15	2,5

Потужність, яка передається на вхідний вал редуктора, дорівнює

.

Скручувальний момент на вхідному валу редуктора дорівнює

.

У схемі а потужність на вихідних валах редуктора дорівнює

.

У схемах б, в потужність на вихідному валу редуктора дорівнює

.

У схемах г, д, е потужність на проміжному валу редуктора дорівнює

.

Скручувальний момент на проміжному валу редуктора дорівнює

.

4.2 Розрахунок зубчатих передач

Розрахунок зубчатих коліс виконується на витривалість за контактною напругою, щоб уникнути втомлювання під час викрашування робочої поверхні зубців. Значення твердості серцевини і поверхні матеріала зубчатої шестерні (індекс 1) і колеса (індекс 2), допустимі напруги за контактною витривалістю []_н і за згинальною витривалістю []_f знаходяться за [2], табл. 2.1, с. 8-9. Розрахункова допустима контактна напруга для косозубих циліндричних зубчатих передач дорівнює

.

Вона не повинна перевищувати значення 1,23 []_н2.

Для прямозубих циліндричних зубчатих передач береться []_н, яке дорівнює меншому значенню із []_н1 і []_н2.

Міжосьова відстань циліндричної зубчатої передачі визначається за формулою

, м,

де Т₂ – скручувальний момент на колесі, Нм.

Коефіцієнт ширини при симетричному розміщенні коліс відносно опор дорівнює: для прямозубих передач _а=0,125; 0,16; 0,25; для косозубих _а=0,25; 0,315; 0,4; 0,5 [3], с.33. Коефіцієнт ширини визначається за формулою _d=0,5_а(u+1).

Коефіцієнт К_а для прямозубих передач береться К_а=4950, для косозубих К_а=4300 [3], с. 32, якщо []_н в Па.

Коефіцієнт концентрації навантаження К_Н при середньому нормальному режимі навантаження дорівнює :

- для неприпрацьованих коліс

;

- для припрацьованих коліс

де Х=0,5 – коефіцієнт режиму [2], с. 11.

Початковий коефіцієнт концентрації навантаження беруть за [2], табл. 2.3, с. 11 залежно від _d, твердості зубців колеса і схеми редуктора.

Розрахункову величину а_w округлюють до найближчого значення в мм:

1-й ряд – 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000;

2-й ряд – 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900.

Першому ряду необхідно надати перевагу перед другим [3], с. 36.

Ділильний діаметр колеса дорівнює

м.

Ширина колеса дорівнює в₂=_аа_w, м.

Величину в₂ округлюють до найближчого стандартного значення [2] табл. 24.1, с. 372.

Модуль зубчатої передачі дорівнює

м,

де К_m=6,6 для прямозубих коліс;

К_m=5,8 для косозубих коліс;

_f – допустима напруга за контактною витривалістю, Па.

Розрахункову величину m округлюють до найближчого значення в мм:

1-й ряд – 1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 20;

2-й ряд – 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22.

Першому ряду необхідно надати перевагу перед другим [3], с. 36.

Мінімальний кут нахилу зубців косозубих коліс дорівнює

.

Сумарне число зубців передачі дорівнює

.

Значення z округлюється в менший бік до цілого числа і визначається дійсний кут нахилу зубців

.

Значення дроба обчислюється до п'яти значущих цифр.

Для косозубих коліс = 8…18^о.

Число зубців шестерні дорівнює

.

Значення z₁ округлюється в найближчий бік до цілого числа.

Для прямозубих коліс z_1min=17, для косозубих z_1min=17cos³.

Число зубців колеса зовнішнього зачеплення дорівнює

z₂= z- z₁.

Фактичне передаточне число . Його допустиме відхилення від прийнятого u не більше 4%.

Ділильні діаметри дорівнюють (до сотих часток, мм)

- для шестерні

;

- для колеса

.

Перевіряється міжосьова відстань

.

Ширина колеса дорівнює

.

Діаметри кіл вершин d_а і впадин d_f зубців дорівнюють

d_а1= d₁+2m; d_f1= d₁-2,5m; d_а2= d₂+2m; d_f2= d₂-2,5m.

Колова сила в зачепленні дорівнює

.

Радіальна сила в зачепленні дорівнює

,

де =20^о (стандартне значення) і tg=0,364.

Осьова сила в зачепленні дорівнює

.

Для прямозубих коліс = 0 и F_a = 0.

Колова швидкість колеса дорівнює

.

Ступінь точності циліндричної зубчатої передачі береться за табл. 4.2.

Таблиця 4.2

Ступінь точності	Межова колова швидкість коліс, м/с
	прямозубі	косозубі
6	до 15	до 30
7	10	15
8	6	10
9	2	4

Розрахункова контактна напруга перевіряється за формулою

,

де К_н - коефіцієнт розподілу навантаження

- для прямозубих коліс береться К_н=1,

Характеристики

Список файлов книги