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