WWW.REFERATCENTRAL.ORG.UA - Я ТУТ НАВЧАЮСЬ

... відкритий, безкоштовний архів рефератів, курсових, дипломних робіт

ГоловнаТехнічні науки → Проектування редуктора вантажопідйомного механізму крана з електроприводом - Курсова робота

Проектування редуктора вантажопідйомного механізму крана з електроприводом - Курсова робота

(8)
KHL = = 0,66?1
де NHO - кількість циклів навантаження зубців при базових випробуваннях
еталонного зразка, яка дорівнює KHO =1 ,5 o 10 ;
NHE - кількість циклів навантаження за часів терміну служіння tc = 12500
годин.
Величину NHE обчислюють за формулою
NHE = 60 n1 tc , (9)
NHE = 60 o 834,4 o 12500 = 625800000
де n1 - частота обертання швидкохідного вала редуктора.
Для вибраного матеріалу і термообробки можна призначити твердість зубчастих пар на таких рівнях:
а) для шестірьон НВ =300,
б) для коліс НВ =250, що дає для формули (7) но у розмірі:
но = 2 o 250 +70 = 570
Збільшення твердості шестерні на 50 одиниць дозволяє прискорити припрацювання зубців зубчастих пар.
Обчислювання н за формулами (7) - (9) даси значення [ н].
[ н] = = 475
Для прийнятих кінематичних схем редуктора (рис. 1) міжосьову відстань першого ступеня аw1 та другого ступеня аw2 визначають за формулами:
(10)
де a - коефіцієнт, який дорівнює a = 0,3;
T2, T3 - обертові моменти (кНмм);
K 1, K 2 - коефіцієнти концентрації навантаження (уздовж зубців), які визначають у залежності у залежності від коефіцієнтів в1, в2 пов'язані з a та U1, U2 формулами :
в1 = 0,5 a (U1 + 1); (11)
в1 = 0,5 o 0,3 (10,6 + 1) = 1,7
в2 = 0,5 a (U2 + 1);
в2 = 0,5 o 0,3 (8,2 + 1) = 1,4
Залежність між K 1, K 2 і в1, в2 наведена у табл. 3.
Таблиця 3.
в1, в2 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8
K 1 1,02 1,05 1,08 1,11 1,15 1,19 1,23 1,28 1,33
K 2 1,01 1,02 1,03 1,05 1,07 1,10 1,13 1,16 1,19
K 1 = 1,33
K 2 = 1,13
Таблиця 3 складана на основі графіків залежності із [3], вид яких дозволяє лінійно інтерполювати дані цієї таблиці. Отримані міжосьові відстані треба далі збільшити до ближчого стандартного значення за табл.4.
Таблиця 4.
1-й ряд 50; 53; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630
2-й ряд 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 180; 225; 280;355; 450; 560; 710
aw1 = 200
aw2 = 450
1.8 Визначення модулів зачеплення зубчастих пар редуктора.
Модулі зачеплення можливо визначити за формулами:
(12)
Обчислені максимальні і мінімальні значення надають інтервал, серед якого треба узяти який більше стандартне значення за допомогою табл. 5.
Таблиця 5.
Модулі m;
(мм) 1-й ряд 1; 1,5; 2; 3; 4; 5; 6; 8; 10
2-й ряд 1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 5,5; 7; 9.
m1 = 2
m2 = 5,5
1.9 Визначення числа зубців зубчастих пар та остаточних значень міжосьової відстані.
Число зубців косозубої шестерні (перший ступень) знаходять за формулою:
Z11 = (13)
Z11 = = 16,6?17
де - кут нахилу зубців, який дорівнює =15; (cos 15 = 0,966).
Число зубців прямозубої шестерні (другий ступінь) знаходять за формулою:
Z21 =
Z21 = =17,7
Знайдені числа зубців округляють до ближчого цілого числа. Якщо Z11 або Z21 виявляються менше числа Zmin =17, то треба їх збільшити до 17
Z11 = 17
Z21 = 17,7
Число зубців косозубого колеса Z12 і прямозубого колеса Z22 знаходять за формулами:
Z12 = Z11 U1;
Z12 = 17 o 10,6 = 180
Z22 = Z21 U2.
Z22 = 17,7 o 8,2= 145,8
Отримані значення Z12 та Z22 округляють до ближчого цілого числа.
Z12 = 180
Z22 = 146
З урахуванням округлення числа зубців та прийняттям остаточних значень модулів треба обчислити остаточне значення міжосьової відстані ступенів редуктора за формулами:
(14)
1.10 Визначення основних розмірів зубчастих шестірьон і коліс редуктора.
З початку тут треба визначити діаметри ділильних кіл за формулами:
(15)
Потім розраховують діаметри виступів та западин зубчастого вінця.
Діаметри виступів визначають за формулами:
(16)
Діаметри западин визначають за формулами:
(17)
Ширину зубчастих вінців шестирьон визначають за формулами:
(18)
Ширину зубчастих вінців у коліс приймають на 5мм менше ніж у шестирьон.
Конструкцію шестирьон і валів можна виготовляти із однієї заготівки, тобто робити вал-шестірні.
Конструкцію коліс приймають у вигляді окремих від валів деталей, які мають обід маточину і диск між ними.
Розміри цих коліс беруть на основі досвіду проектування, тобто на основі довідкової літератури, наприклад [1], [2], [6].
Для з'єднання коліс з валами можна використати шпонки, виконуючи їх посадку з натягом відповідно полю допуску Н7/Р6.
1.11 Визначення основних розмірів валів.
Діаметри ділянок, що виступають з корпусу для швидкохідного і тихохідного валів, а також діаметр проміжного вала визначають за формулами:
(19)
де Т1, Т2, Т3 - знайдені вище обертові моменти на валах (кНмм),
[ ] - допустиме напруження при роботі на кручення валів з урахуванням ще роботі на згинання; яке дорівнює [ ]=25 Н/мм .
Діаметри опорних часток валів(цапф) треба збільшувати до розмірів кратних 5мм згідно з отворами стандартних підшипників.
Діаметри часток валів, що передбачені для посадки маточин коліс треба ще збільшувати на 2...5 мм.
Розмір часток валів, що застосовують для розкріплення маточин коліс і підшипників належить визначати використовуючи досвід проектування, тобто на основі довідкової літератури [1], [2], [6].
Довжину дільниць валів, що виступають за корпус можна знайти за формулами:
= (1,5…2)dB2;
= 2 o 35,9 = 71,8;
= (1,5…2)dB3;
= 1,5 o 78,2 = 156,4.
1.12 Вибір підшипників редуктора за динамічною вантажопідйомністю.
Геометричне вибір підшипників є вибір внутрішнього діаметра його (за каталогом підшипників), рівного номінальному діаметру (без допуску на посадку) вала.
Працездатність та ресурс підшипника забезпечують вибором його за динамічною вантажопідйомністю.
Перевірку працездатності виконують за нерівністю:
Сп Ст , (20)
де Сп - потрібна вантажопідйомність,
Ст - таблична вантажопідйомність за каталогом підшипників. Величину Сп розраховують за формулою:
. (кН)
де Кб - коефіцієнт безпеки, який дорівнює Кб =1,3;
X - коефіцієнт радіального навантаження Rr на підшипник;
Y - коефіцієнт осьового навантаження Fa на підшипник;
L - потрібна витривалість підшипника (ресурс), яка дорівнює L =
Loading...

 
 

Цікаве