💸 Как сделать бизнес проще, а карман толще?

Тот, кто работает в сфере услуг, знает — без ведения записи клиентов никуда. Мало того, что нужно видеть свое раписание, но и напоминать клиентам о визитах тоже. Проблема в том, что средняя цена по рынку за такой сервис — 800 руб/мес или почти 15 000 руб за год. И это минимальный функционал. Нашли самый бюджетный и оптимальный вариант: сервис VisitTime.
⚡️ Для новых пользователей первый месяц бесплатно. А далее 290 руб/мес, это в 3 раза дешевле аналогов. За эту цену доступен весь функционал: напоминание о визитах, чаевые, предоплаты, общение с клиентами, переносы записей и так далее.
✅ Уйма гибких настроек, которые помогут вам зарабатывать больше и забыть про чувство «что-то мне нужно было сделать».
Сомневаетесь? нажмите на текст, запустите чат-бота и убедитесь во всем сами!

Розрахунок редуктора

Оскільки редуктор має дві ступені (Рис.1), розрахунок редуктора складається з розрахунку кожної ступені послідовно, спочатку черв'ячної передачі а потім циліндричної. Для зміни умов в завданні на курсовий проект може вказуватись, що редуктор циліндрично-черв'ячний (Рис.2.). Тоді слід розраховувати спочатку циліндричну передачу а потім черв'ячну. При цьому методика розрахунку ступенів не відрізняються а відрізняються тільки чисельні значення.

2.1. Розрахунок черв'ячної передачі

2.1.1. Розрахунок міжосьової відстані й основних розмірів черв'яка й черв'ячного колеса

Число витків черв'яка приймаємо в залежності від передаточного відношення черв'ячної передачі i _черв:

при i _черв = 8...15 Z₁=4;

при i _черв = 15...30 Z₁=2

при i _черв > 30; Z₁=1.

Число зубців черв'ячного колеса .

Вибираємо матеріал черв'яка й вінця черв'ячного колеса:

для черв'яка - сталь 45 із загартуванням до твердості HRC 45-50 і наступним шліфуванням;

для вінця колеса - бронза БрОФ-10-1, відливка відцентрова.

Попередньо приймаємо швидкість ковзання υ _s=6 м/с, тоді допустиме контактне напруження складе МПа,

де - табличне значення напруги; МПа (табл.4.8 [1]);

- коефіцієнт довговічності; .

Допустиме напруження на згин МПа,

де - табличне значення напруги; МПа (табл.4.8. [1])

- коефіцієнт довговічності; .

Приймаємо попередньо коефіцієнт діаметра черв'яка .

Обертаючий момент на валу черв'ячного колеса Б складає Т₂= 630 Нм.

Приймаємо попередньо коефіцієнт навантаження .

Рис. 2.1. Черв'ячно-циліндричний редуктор

Рис.2.2. Циліндрично-черв'ячний редуктор

Визначаємо міжосьову відстань із умови контактної витривалості

мм.

Модуль зачеплення знаходимо із відношення . Отримане значення модуля округлимо до найближчого стандартного. Округлення модуля спричинить змінення міжосьової відстані. Після вибору стандартних значень m и q необхідно визначити фактичне значення міжосьової відстані, яке відповідає прийнятим параметрам.

мм.

Приймаємо найближче стандартне значення m=3, 15 мм.

Міжосьова відстань при стандартних значеннях q і m складе

мм.

Визначаємо основні розміри черв'яка:

ділильний діаметр мм;

діаметр вершин витків черв'яка мм;

діаметр западин витків черв'яка мм;

довжина нарізаної частини шліфованого черв'яка

мм,

приймаємо мм;

ділильний кут підйому витка при Z₁=1 і q=20 g=2°52¢;

Визначаємо основні розміри вінця черв'ячного колеса:

ділильний діаметр вінця черв'ячного колеса

;

діаметр вершин зубців черв'ячного колеса

;

діаметр западин зубців

;

найбільший діаметр черв'ячного колеса

;

ширина вінця черв'ячного колеса

; приймаємо b₂=35 мм.

2.1.2. Перевірка контактних напружень

Окружна швидкість черв'яка .

Швидкість ковзання .

При такій швидкості допустиме напруження не зміниться .

f^¢ =0, 055; r^¢ =3^°10¢.

Коефіцієнт корисної дії черв'ячної передачі

.

Вибираємо 8-ю ступінь точності передачі.

k_n=1, 0 (табл.4.7 [1]);

,

де Q - коефіцієнт деформації черв'яка; Q=248 (табл.4.6 [1]).

x - допоміжний коефіцієнт, що залежить від характеру зміни навантаження; x=0, 3 при значних коливаннях навантаження.

Коефіцієнт навантаження .

Перевіряємо контактні напруження

Перевірка контактних напружень виконана.

2.1.3. Перевірка напружень на згин

Перевіряємо напруження на згин по еквівалентному числу зубців:

; ;

.

Перевірка напруження на згин по еквівалентному числу зубців виконана.

2.2. Визначення міжосьової відстані й основних розмірів шестірні й колеса циліндричної передачі

Вибираємо матеріали із середніми механічними характеристиками: для шестірні - сталь 40ХН, термообробка - поліпшення, твердість HB 280;

для колеса - сталь 40ХН, термообробка - поліпшення, твердість HB 250.

Контактні напруги, що допускаються

де - межа контактної витривалості при базовому числі циклів; ;

- коефіцієнт довговічності; ;

- коефіцієнт безпеки при поверхневому зміцненні; .

Для косозубих коліс розрахункова контактна напруга, що допускається, визначається по формулі,

для шестірні ;

для колеса

Тоді розрахункова контактна напруга, що допускається, складе

.

Необхідна умова виконана.

Приймаємо для несиметричного розташування коліс коефіцієнт

Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані . Міжосьову відстань визначимо по формулі

мм.

Найближче стандартне значення міжосьової відстані a_w=355 мм.

Нормальний модуль зачеплення , приймаємо =6 мм.

Приймаємо попередньо кут нахилу зубів β =10º.

Визначаємо кількість зубців шестерні

Приймаємо, тоді Z₂=Z₁ × i_ц=18× 5, 5=99.

Уточнюємо значення кута нахилу зубів

β =arcсos 0, 9887=9, 57º.

Основні розміри шестірні й колеса:

діаметри ділильні

Перевірка

діаметр вершин зубів

діаметр западин зубів

ширина коліс:

Визначення коефіцієнта ширини шестерні по діаметру

Окружна швидкість коліс і ступінь точності передачі

При такій швидкості приймаємо 8-ю ступінь точності.

,

де =1, 165 (при =1, 34; HB£ 350);

=1, 06 (u до 1 м/с; табл.3.4.[1]);

=1(табл.. 3.6.[1]).

Перевірка контактних напружень по формулі

Окружна сила, що діє у зачепленні:

Перевіряємо зубці на витривалість по напруженням згину

,

де - коефіцієнт навантаження; = ;

(табл. 3.7 [1], при й HB£ 350);

(табл. 3.8 [1], при u до 3 м/с).

- коефіцієнт, що враховує форму зуба й залежить від наведеного числа зубців Z_u,

для шестірні , ;

для колеса , ;

b – ширина зубчатого колеса, зубці котрого перевіряються;

- допустиме напруження згину зубців; ,

де - границя витривалості (при отнульовому циклі), що відповідає базовому числу циклів; ;

для шестірні , ;

для колеса , .

Знаходимо відношення : для шестірні -

для колеса - .

Подальші розрахунки ведемо для зубців шестерні.

;

;

приймаємо ; .

Підставивши значення у формулу, одержимо діюче значення напруження згину

.

Умова на витривалість по напруженням згину виконано.

2.3. Попередній розрахунок валів редуктора й конструювання черв'яка, черв'ячного колеса та зубчастих коліс.

Вал А: (вхідний вал)

Діаметр вхідного кінця вала при допустимому напруженні [τ _кр]=25 МПа

;

Вхідний кінець вала з'єднується муфтою з валом електродвигуна, тому діаметри валів між собою повинні бути погоджені

Т₁=14, 23 Нм;

Т_М=Т₁k=14, 23· 1, 5=21, 35 Нм.

Вибираємо муфту втулочно-пальцеву з [T]=31, 5 Нм.

Приймаємо d_ВА =16 мм.

Діаметр вала під підшипниками d_ПА=25 мм.

Рис. 2.3. Схема вхідного вала

Черв'як робимо нероз’ємним, за одне ціле з валом.

За умовою складання черв'ячного вала в корпус редуктора зовнішній діаметр лівого за схемою підшипника повинен бути більше діаметра вершин витків черв'яка Тому на вхідному валу ліворуч установлений роликовий підшипник 7306А с зовнішнім діаметром 72 мм, а праворуч – роликовий підшипник 7205А с зовнішнім діаметром 52 мм.

Вал Б: (проміжний вал)

Мінімальний діаметр вала під черв’ячним колесом:

;

Приймаємо діаметр вала під черв'ячним колесом d_КБ=55 мм;

Приймаємо діаметр вала під підшипники d_ПБ=45 мм.

Діаметр маточини ;

Довжина маточини l_СТ=(1, 2¸ 1, 5)× d_КБ=(1, 2¸ 1, 5)× 55=66¸ 82, 5 мм;

Приймаємо l_СТ=75 мм.

Шестерня виконана за одне ціле з валом.

Вал С: (вихідний)

Діаметр вихідного кінця вала

,

приймаємо .

Рис. 2.4. Схема вихідного вала

Діаметр підшипникових шийок .

Діаметр вала в місці посадки зубчастого колеса .

Діаметр маточини зубчастого колеса

приймаємо d_СТС=160 мм.

Довжина маточини зубчастого колеса

приймаємо l_СТС=160 мм.

3. Конструктивні розміри корпуса редуктора

Товщина стінки корпуса δ і δ ₁ кришки:

, приймаємо δ =10 мм;

, приймаємо δ ₁=9 мм.

Товщина верхнього пояса (фланця) корпуса редуктора

.

Товщина нижнього пояса (фланця) кришки корпуса редуктора

.

Товщина ребер підстави корпуса

,

приймаємо m=9 мм.

Товщина ребер кришки , приймаємо m₁=8 мм.

Діаметр фундаментних болтів

,

приймаємо d₁=20 мм.

Діаметри болтів:

у підшипників ,

приймаємо d₂=16 мм;

з'єднуючу підставу корпуса із кришкою

,

приймаємо d₃=12 мм;

Розміри, що визначають положення болтів d₂

;

d₄=10 мм; n=6 шт;

q≥ 0, 5∙ d₂+d_4,

q≥ 0, 5 16+10=18 мм.

Діаметр отвору в гнізді D_n =120 мм по зовнішньому діаметрі склянки.

Діаметр гнізда під підшипник D_k=D₂+(2÷ 5)=80 мм.

де D₂ – діаметр фланця кришки підшипника;

Найменший зазор між зовнішньою поверхнею колеса й стінкою корпуса:

по діаметру А=(1÷ 1, 2)·δ =(1÷ 1, 2)·10=10÷ 12 мм;

по торцях А₁≈ А+10÷ 12 мм.