Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
методичка -311=312=КП ДМ=2012-13+.docx
Скачиваний:
2
Добавлен:
17.11.2019
Размер:
3.38 Mб
Скачать

2. Методичні рекомендації до технічно-розрахункового розділу проекту

2.1 Вихідні дані.

Варіанти завдань до курсового проекту вибираємо згідно з додатком Б.

2.2 Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок

Література /2/ с. 4-8, 290-291, таблиця П1, П2.

Під час виконання кінематичного розрахунку обов’язково приймають стандартні значення передаточних чисел для редукторів. Рекомендовано для циліндричних редукторів приймати: 2.0; 2.5; 3.15; 4.0; 5.0; для черв’ячних редукторів приймати: 14; 16; 18; 20; 25; 31.5, орієнтуючись на = 2. Для клинопасових і ланцюгових передач в межах

= 2...5.

При визначенні обертового моменту на валу електродвигуна в формулу підставляють необхідну потужність електродвигуна у кіловатах:

          ,        (2.1)

а не потужність вибраного електродвигуна.

2.3 Розрахунок пасової передачі

Література /2/ с. 118 – 157, 330 - 332.

2.4 Розрахунок зубчастої (черв’ячної) передачі редуктора

Література /2/ с. 27 - 58, 292 -296.

2.4.1 Вибір матеріалу зубчастих коліс

Вибирати бажано одну марку сталі для шестірні та колеса з різною твердістю в мегапаскалях. Необхідно дотримуватися умови:

HB = , для прямозубих коліс

HB = , для косозубих і шевронних.

Вибираємо матеріал коліс по /2/ таблиця 3.3.

При виборі матеріалу черв’ячних коліс визначають швидкість ковзання м/с:

, (2.2)

де - кутова швидкість ведучого валу, с ;

- обертовий момент на валу черв’ячного колесу, Нм.

При обирають олов’яну бронзу, а при швидкості – безолов’яну.

2.4.2 Знаходження допустимих напружень

При довгостроковій експлуатації передачі коефіцієнт довговічності і .

Коефіцієнт безпеки вибирають - для коліс із нормалізованої та поліпшеної сталі, при об’ємній закальці - при поверхневому зміцненні зубців.

Допустиме контактне напруження визначають за формулою 3.8/2/ §3.2 ; для шестірні , для колеса . - гранична витривалість за /2/ с.34 таблиця 3.2. Для прямозубих зубчастих коліс розрахункове допустиме контактне напруження , для не прямозубих коліс необхідно виконання умови:

2.4.3 Виконання проектного та перевірного розрахунків зубчастої пари

Проектний розрахунок закритої зубчатої передачі виконують по допустимим контактним напруженням з метою визначення геометричних параметрів редукторної пари.

Визначаємо міжосьову відстань у міліметрах:

        ,       (2.3)

де - коефіцієнт, який враховує параметри передачі:

для косозубих і шевронних коліс, - для прямозубих коліс (див. /2/ с. 32);

- передаточне відношення редуктора,

- обертовий момент на валу зубчатого колеса, Нмм.

- коефіцієнт ширини вінця зубчастих коліс вибирають зі

стандартного ряду:

0,1;0,125; 0,16; 0,25; 0,315; 0,40; 0,50; 0,63; 0,80; 1,00; 1,25 мм.

рекомендовано: - для прямозубих коліс

- для косозубих коліс

- для шевронних коліс

- коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілу

навантаження по ширині вінця (див. /2/ таблиця 3.5).

Приймаємо = 1,25, якщо з боку клинопасової

передачі діють сили, що викликають додаткову

деформацію ведучого валу та погіршують контакт

зубців.

Величину міжосьової відстані та модуль зачеплення для циліндричної зубчастої передачі округляють до стандартного значення за /2/, с. 36.

Для прямозубих передач кут нахилу , тому . Для косозубих циліндричних передач , для шевронних .

В косозубих та шевронних передачах потрібно знайти уточнене значення для кута нахилу .

Для черв’ячних передач дозволяють приймати нестандартне значення міжосьової відстані при обов’язковому співвідношенні модуля і коефіцієнта діаметра черв’яка.

2.5 Проектний розрахунок валів редуктора

Література /2/ с. 158 -175, 296 -297.

Якщо між електродвигуном і редуктором встановлено клинопасову передачу, то для ведучого валу при визначенні діаметру вихідного кінця необхідно прийняти допустиме напруження МПа, а для веденого валу - МПа. Якщо ведучий вал редуктора обертається валом двигуна через муфту, то діаметр вихідного кінця цього валу необхідно узгодити з діаметром валу двигуна:

, (2.4)

Якщо на ведучому валу знаходиться шків пасової передачі, то діаметри валів близькі до діаметру валу електродвигуна.

Діаметри ступенів валів після обчислення округляють до стандартних величин (див. /2/ с.161). При ступінчастій конструкції валу:

; (2.5)

; (2.6)

. (2.7)

Довжини вихідних кінців валів під ступиці шківа пасової передачі, зірочки ланцюгової передачі можна прийняти відповідно:

; (2.8)

. (2.9)

2.6 Конструктивні розміри зубчастої (черв’ячної) пари

Література /2/ с. 230 -238, 297 -298.

Вал – шестерня (черв’як) по технологічним рекомендаціям виготовляють як одне ціле з валом.

Шестірню (див. рисунок 2.1) виконують окремо, якщо ,

де - коловий модуль, мм;

, (2.10)

де діаметр кола впадин, мм;

,

- діаметр валу у місці посадки колеса на вал, мм;

- вибираємо по /2/с.169 таблиця 8.9 в залежності від

діаметру вала .

Для шевронних зубчастих коліс ширину канавки визначають по /2/ с.46 таблиця 4.2.

Рисунок 2.1 – Конструкція шестерні

2.7 Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора

Література /2/ с.297 -298.

2.8 Перший етап компановки редуктора

Література /2/ с. 301 -303.

Компановку циліндричного редуктора виконують по одній проекції – розріз по осям валів, черв’ячного - по двом проекціям – розріз по осям вала черв’яка і вала колеса. Кресленик виконують в масштабі (М 1:1) на міліметровому папері формату А1.

На кресленику обов’язково показують відстані між точкою прикладення сил в зачепленні і точками прикладення радіальних реакцій підшипників на ведучому і веденому валах редуктора. У приводах з пасовою, або ланцюговою передачами – показують відстань від точки прикладення радіальної реакції підшипника до точки прикладення сили від натяжіння пасу та до точки прикладення консольної сили від ланцюгової передачі . В обох приводах орієнтовно можна прийняти в міліметрах

.

Ширину мастилостримуючих кілець орієнтовно прийняти мм. Відстань між дном корпуса і поверхнею коліс приймають 4 .

, (2.11)

де L – найбільша відстань між зовнішніми поверхнями деталей

передачі, мм.

2.9 Підбір підшипників для валів редуктора

Література /2/ с. 304 – 307.

Підбираючи підшипники необхідно враховувати окрім сил, що діють в зубчастому зачепленні, також консольні сили що діють на вали редуктора від пасової та ланцюгової передач. Їх напрям прийняти в сторону протилежну дії колової сили на зубчастому колесі .

2.10 Другий етап ескізної компановки редуктора

Література /2/ с. 307 – 310.

Другий етап є продовженням першого і заключається в конструктивному оформленні підшипникових вузлів, кріплення підшипників на валах і в корпусі редуктора, їх посадці і регулюванні, кінцевому конструктивному оформленні зубчастих (черв’ячних) пар. Компановки обов’язково брошуруються до пояснювальної записки.

2.11 Підбір шпонок і перевірний розрахунок шпонкових з’єднань.

Підібрати і перевірити шпонки для вихідного кінця ведучого вала і для веденого вала в місці з’єднання зубчастого (черв’ячного) колеса з валом.

Література /2/ с.168 – 175, 310.

2.12 Розрахунок на втомленість валів редуктора

Виконати перевірочний розрахунок ведучого вала у місці з’єднання шпонкою шківа пасової передачі з валом та веденого вала редуктора – під зубчастим (черв’ячним) колесом, та в місцях посадки підшипників, на що вказує побудована епюра напружень.

Література /2/ с. 311 – 317

(Тепловий розрахунок тільки для черв’ячного редуктора)

Література /5/ с.382

2.13 Вибір посадок основних деталей редуктора

Література /5/ с. 317

2.14 Вибір сорта мастила

Об’єм масляної ванни визначають з розрахунку 0,25 мастила на 1кВт потужності, що передається.

Література /5/ с. 321