МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ ДО ВИКОНАННЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТУ

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

h_пер=0,97 – 0,98;

підшипникова пара на валу редуктора

h_пп=0,99;

клинопасова передача

h_кл=0,95 – 0,97;

пружна втулково-пальцева муфта

h_м=0,98;

асинхронний електродвигун

h_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 [s]_н і за згинальною витривалістю [s]_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 [s]_н2.

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

Міжосьова відстань циліндричної зубчатої передачі визначається за формулою

, м,

де Т₂ – скручувальний момент на колесі, Н×м.

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

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

Коефіцієнт концентрації навантаження К_Нb 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 y_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=y_а×а_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;

[s]_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_S округлюється в менший бік до цілого числа і визначається дійсний кут нахилу зубців

.

Значення дроба обчислюється до п'яти значущих цифр.

Для косозубих коліс b = 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=17×cos³b.

Число зубців колеса зовнішнього зачеплення дорівнює

z₂= z_S- 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 a=20^о (стандартне значення) і tga=0,364.

Осьова сила в зачепленні дорівнює

.

Для прямозубих коліс b = 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_нa - коефіцієнт розподілу навантаження

- для прямозубих коліс береться К_нa=1,

- для косозубих коліс К_нa=1,1;

К_н – коефіцієнт навантаження:

- для прямозубих коліс береться К_н=3,2×10⁵,

- для косозубих коліс К_н=2,7×10⁵.

Розбіжність між величинами s_H і [s_H] не повинна перевищувати 10%.

Коефіцієнт динамічного навантаження К_нu береться за [2], табл. 2.9, с. 16 залежно від величини u, ступеня точності, твердості зубців колеса і типу зубців.

Розрахунок на витривалість зубців коліс за напругами згинання виконується для попередження руйнування зубців. Розрахункова напруга згинання в зубцях коліс перевіряється за формулою

.

У зубцях шестерні вона перевіряється за формулою

.

Для прямозубих коліс береться коефіцієнт К_Fa =1, для косозубих коліс він береться з табл. 4.3 залежно від ступеня точності.

Таблиця 4.3.

Ступінь точності	6	7	8	9
КFa	0,72	0,81	0,91	1,0

Коефіцієнт концентрації навантаження для неприпрацьованих коліс дорівнює ; для припрацьованих коліс він дорівнює

 

де Х=0,5 – коефіцієнт для середнього нормального режиму навантаження. Початковий коефіцієнт концентрації навантаження  береться з [2], табл. 2.9, с. 15 залежно від y_d, твердості зубців коліс і схеми редуктора.

Коефіцієнт динамічного навантаження К_Fu береться за [2], табл. 2,7, с. 15 залежно від величини u, ступеня точності, твердості зубців колеса і типу зубців.

Коефіцієнт U_r визначається за формулою

.

Для циліндричних зубчатих передач без зміщення інструмента (х=0) коефіцієнт форми зуба U_F береться за [2] табл. 4.4 залежно від числа зубців колеса.

Таблиця 4.4

z	17	20	25	30	40	50	60	80	100
UF	4,27	4,07	3,9	3,8	3,7	3,65	3,63	3,61	3,6