Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Выберите тип работыЧасть дипломаДипломная работаКурсовая работаКонтрольная работаРешение задачРефератНаучно - исследовательская работаОтчет по практикеОтветы на билетыТест/экзамен onlineМонографияЭссеДокладКомпьютерный набор текстаКомпьютерный чертежРецензияПереводРепетиторБизнес-планКонспектыПроверка качестваЭкзамен на сайтеАспирантский рефератМагистерская работаНаучная статьяНаучный трудТехническая редакция текстаЧертеж от рукиДиаграммы, таблицыПрезентация к защитеТезисный планРечь к дипломуДоработка заказа клиентаОтзыв на дипломПубликация статьи в ВАКПубликация статьи в ScopusДипломная работа MBAПовышение оригинальностиКопирайтингДругое

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

       В первом приближении при проведении расчетов будем считать, что передачи выполнены без смещения инструмента. Расчеты провести для первой и второй передачи редуктора.

5.1. Передаточное число каждой передачи                                                            

.                                                                                 (1)

5.2. Общее передаточное число редуктора                                               

U_общ = U₁ U₂ .                                                                           (2)

 

5.3. Диаметр начальной и делительной окружности шестерни и колеса

;                                                                 (3)

.                                                              (4)

 

5.4.Торцевой модуль зацепления находят по отношению делительных диаметров к числу зубьев:

 ,

а точнее расчет торцевого модуля можно определить через суммарное число зубьев Z_C = Z₁+ Z₂ по формуле:                                                      

 

                                                                                (5)

 

       По торцевому модулю определяется нормальный модуль. Для этого из ГОСТ 9563 - 60 (Приложение 1, таблица 1.2) выбирается ближайшее меньшее значение. Это и будет нормальный модуль m_n .

5.5. Угол наклона зуба на делительной окружности

.                                                                    (6)

5.6. Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

 

;                                                                   (7)

.                                                                  (8)

 

5.7. Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

d_¦1 d₁ - 2,5 m_n;                                                                       (9)

d_¦2 d₂ - 2,5 m_n..                                                                      (10)

                                                                                                                                                

5.8. Высота зуба                

                                                                                 (11)

 

 

5.9. Коэффициент ширины колеса

.                                                                               (12)

Вычисленную величину согласовать со стандартом (Приложение 1, таблица 1.3).    Все рассчитанные размеры для быстроходной и тихоходной ступени занести в «Таблицу 1» отчета (приложение 3).

Для расчетов по следующим пунктам следует получить у преподавателя индивидуальное задание (Приложение 7).

 

 

6. Определение мощности на деталях передач (рисунок 2) [2]

Рисунок 2

На рисунке 2 показаны потоки мощности, которые последовательно передаются от входного вала к выходному с ответвлением части мощности на преодоление сопротивлений в подшипниках и зацеплениях.

    

6.1. Определение мощности на быстроходном валу

Поток мощности P_вх подведен к входному валу, на котором он разветвляется: бóльшая ее часть P₁ передается на шестерню быстроходной передачи, меньшая (0,5...1,0%) – на преодоление сопротивлений в подшипниках быстроходного вала. Таким образом, мощность, под действием которой находится быстроходный вал, подведенная к шестерне быстроходной передачи

                                                                                                     (13)

где h – КПД  подшипников для каждого вала редуктора можно  принять в пределах 0,995…0,99.

 

6.2.  Определение мощности на промежуточном валу

С шестерни быстроходной передачи мощность P₁ разветвляется: бóльшая ее часть передается на колесо быстроходной передачи, меньшая (2,0...3,0%) – на преодоление сил трения в быстроходном зацеплении и (0,5...1,0%) – на преодоление сопротивлений в подшипниках промежуточного вала. Таким  образом, весь блок промежуточного вала будет нагружен мощностью P₂.

,                                                     (14)

 где h₁ – КПД быстроходного зацепления, принять 0,98;

h_п – КПД пары подшипников промежуточного вала.

 

6.3 Определение мощности на тихоходном валу

С шестерни тихоходной пары мощность P₂ разветвляется: бóльшая ее часть передается на колесо тихоходной передачи, меньшая (2,0...3,0%) – на преодоление сил трения в тихоходном зацеплении и (0,5...1,0%) – на преодоление сопротивлений в подшипниках тихоходного вала. Таким   образом, весь блок тихоходного вала будет нагружен мощностью P₃.

,                                                         (15)

где h₂ – КПД тихоходного зацепления, принять 0,98,

h_п  – КПД подшипников тихоходного вала.

КПД подшипников примем ближе к среднему h_п  = 0,993.

Таким образом, общий КПД редуктора

h_ред = h_п ·h₁· h_п · h₂ · h_п = 0,993 · 0,98 · 0,993 · 0,98 · 0,993 ≈ 0,94.

 

Для удобства расчета в курсовом проекте КПД зубчатых пар следует принимать с учетом потерь в подшипниках равным 0,97.

Тогда h_ред = h₁·h₂· = 0,97 · 0,97 ≈ 0,94; Р ≈ Р_вх.

 

Мощность выходного вала P_вых можно определить через мощность входного вала

P_вых =P₃ = P_вхh_ред.                                                             (16)