Будова приводу, його переваги та недоліки, область застосування

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВСТУП

Описати призначення, загальну будову і роботу одного з видів силових передач (вид передачі узгоджується з керівником курсового проекту). Охарактеризувати її переваги та недоліки, вказати область застосування.

1. КІНЕМАТИЧНА СХЕМА РЕДУКТОРА

Накреслити кінематичну схему приводу (див. рис.1.1) Описати будову та принцип дії даного редуктора.

2. ВИБІР ДВИГУНА. КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

2.1 ВИЗНАЧЕННЯ ПОТУЖНОСТІ І ЧАСТОТИ ОБЕРТАННЯ ДВИГУНА

Визначення загального коефіцієнту корисної дії (ККД) привода

(2.1)

де _р = 0,96…0,97 -- коефіцієнти корисної дії закритої передачі (редуктора);

_м = 0,98 -- коефіцієнти корисної дії муфти;

_пк = 0,99…0,995 -- коефіцієнти корисної дії пари підшипників кочення,

n = 2 -- кількість пар підшипників кочення.

Визначити потрібну потужність двигуна Р_ДВ, кВт

(2.2)

де Р_тих -- потужність на тихохідному валу редуктора (див. завдання на курсову роботу).

Визначити номінальну потужність двигуна Р_ном, кВт та вибрати тип двигуна.

Значення номінальної потужності вибрати з табл. 2.3 за величиною, більшою, але найближчою до потрібної потужності Р_дв:

Р_ном Р_дв.

Наприклад: Р_ДВ =2,75 кВт, приймається Р_НОМ =3,0 кВт

Кожному значенню номінальної потужності відповідає в більшості не один, а декілька типів двигунів з різними частотами обертання, синхронними 3000, 1500, 1000, 750 об/хв. Треба враховувати, що двигуни з великою частотою обертання (синхронною 3000об/хв) мають низький робочий ресурс, а двигуни з низькими частотами (синхронною 750об/хв) дуже металоємкі, тому їх не бажано використовувати без особливої необхідності в приводах загального призначення малої потужності.

Тому для початку вибираємо всі чотири двигуни.

Наприклад:

Таблиця 2.2 -- Характеристика електродвигунів

Варіант	Тип двигуна	Номінальна потужність Рном, кВт	Частота обертання, об/хв
			синхронна	номінальна
1 2 3 3	4АМ90L2У3 4АМ100S4У3 4АМ112МА6У3 4АМ100S4У3	3 3 3 3	3000 1500 1000 750	2840 1435 955 700

привод редуктор вал двигун

Таблиця 2.3 - Двигуни асинхронні короткозамкнені трьохфазні серії 4А загально промислового використання; закриті, обдуваємі. Технічні дані

Номінальна потужність Рном, кВт	Синхронна частота обертання, об/хв
	3000	1500
	Тип двигуна	Номінальна частота	Тип двигуна	Номінальна частота
0,25 0,37 0,55 0,75 1,1 1,5 2,2 3,0 4,0 5,5 7,5	4ААМ56В2У3 4ААМ63А2У3 4ААМ63В2У3 4АМ71А2У3 4АМ71В2У3 4АМ8ОА2У3 4АМ80В2У3 4АМ90L2У3 4АМ100S2У3 4АМ100L2У3 4АМ112M2У3	2760 2740 2710 2840 2810 2850 2850 2840 2880 2880 2900	4ААМ63А4У3 4ААМ63В4У3 4АМ71А4У3 4АМ71В4У3 4АМ80А4У3 4АМ8ОВ4У3 4АМ90L4У3 4АМ100S4У3 4АМ100L4У3 4АМ112М4У3 4АМ132S4У3	1370 1365 1390 1390 1420 1415 1425 1435 1430 1445 1455
0,25 0,37 0,55 0,75 1,1 1,5 2,2 3,0 4,0 5,5 7,5	4ААМ63В6У3 4АМ71А6У3 4АМ71В6У3 4АМ80А6У3 4АМ8ОВ6У3 4АМ90L6У3 4АМ100L6У3 4АМ112МА6У3 4АМ112МВ6У3 4АМ132S6У3 4АМ132М6У3	890 910 900 915 920 935 950 955 950 965 870	4АМ71В8У3 4АМ80А8У3 4АМ80В8У3 4АМ90LА8У3 4АМ9ОLВ8У3 4АМ100L8У3 4АМ112MA8У3 4АМ112МB8У3 4АМ132S8У3 4АМ132M8У3 4АМ160S8У3	680 675 700 700 700 700 700 700 720 720 730

2.2 ВИЗНАЧЕННЯ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА РЕДУКТОРА

Визначити передаточне число редуктора для всіх варіантів типів двигуна при заданій номінальній потужності Р_ном

(2.3)

Наприклад: n_рм=50 об/хв, тоді

Результати обчислень занести в таблицю

Наприклад:

Таблиця 2.4 -- Передаточні числа редуктора

Варіант	Номінальна частота обертання двигуна nном, об/хв	Частота обертання тихохідного вала редуктора nтих, об/хв	Передаточне число редуктора u
1	2840	100	2840
2	1435	100	14,35
3	955	100	9,55
4	700	100	7

Так як передаточні числа редукторів загального призначення постійні і стандартні, тому за результатами розрахунку передаточних чисел редуктора слід вибрати один двигун, що забезпечує передаточне число редуктора, що найбільш відповідає стандартному значенню. Ряд стандартних значень передаточних чисел редукторів загального призначення вказані в табл.2.5. При виборі двигуна перевагу слід надавати першому ряду стандартних передаточних чисел.

Таблиця 2.5 -- Рекомендовані значення передаточних чисел

Закриті зубчаті передачі (редуктори) одноступеневі циліндричні (СТ СЭВ 221-75):
1-й ряд - 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3;
2-й ряд - 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1

2.3 ВИЗНАЧЕННЯ СИЛОВИХ І КІНЕМАТИЧНИХ ПАРАМЕТРІВ ПРИВОДА

Силові і кінематичні параметри приводу обчислюють на валах, виходячи з потрібної (розрахункової) потужності двигуна і його номінальної частоти обертання. Розрахунок вести згідно послідовності з'єднання елементів привода за кінематичною схемою згідно табл.2.6.

Таблиця 2.6 - Визначення силових і кінематичних параметрів приводу

Параметр	Вал	Послідовність зєднання елементів привода за кінематичною схемою
Потужність Р, кВт	двигуна швидкохідний тихохідний	Рдв Ршв= Рдвмпк Ртих= Ршврпк
Частота обертання n, об/хв	Кутова швидкість , 1/с	двигуна швидкохідний тихохідний	nном nшв=nном nтих=nшв/u	ном=nном/30 шв=ном тих=шв/u
Обертаючий момент Т, Нм	двигуна швидкохідний тихохідний	Тдв=Рном103/ном Тшв= Тдвмпк Ттих= Тшвu р пк

Результати обчислень звести в табл.2.7

Таблиця 2.7 - Силові і кінематичні параметри привода

Тип двигуна Рдв= кВт, nном= об/хв
Параметр	Редуктор	Параметр	Вал
			двигуна	редуктора
				швидко-хідний	тихо-хідний
Пере-даточне число u		Розрахункова потужність Р, кВт
		Кутова швидкість , 1/с
ККД з		Частота обертання n, об/хв
		Обертаючий момент Т, Нм

3. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТОЇ ПЕРЕДАЧІ РЕДУКТОРА

Визначити міжцентрову відстань

a_w (3.1)

де _а -- коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса (див. табл.3.1);

u -- передаточне число редуктора;

Т_тих -- обертаючий момент на тихохідному валу редуктора, Нм;

[_Н - допустиме контактне напруження колеса, МПа (див. завдання);

К_Н -- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зуба (К_Н = 1 -- для коліс, які притираються).

Таблиця 3.1 -- Коефіцієнти ширини колеса від міжосьової відстані ш_а.

Рекомендовані	0,3 0,4 0,63
Додаткові	0,25 0,36 0,5

Отримане значення міжцентрової відстані а_w округлити до найближчого значення з ряду стандартних міжцентрових відстаней (див. табл.3.2)

Наприклад: розрахункове значення а_w = 123мм прийнято а_w = 125мм

Таблиця 3.2 -- Ряд стандартних значень міжцентрової відстані

1-й ряд	40	50	63	80	100	125	160	200	250	315	400	500
2-й ряд	--	--	71	90	112	140	180	224	280	355	450	560

Визначити ділильний діаметр колеса

d₂ = 2а_wu/(u+1) (3.2)

Визначити ширину вінця колеса

b₂ =_aа_w (3.3)

Отримане значення b₂ округлити по табл.3.3

Таблиця 3.3 - Нормальні лінійні розміри, мм

Ряди	Додаткові розміри	Ряди	Додаткові розміри	Ряди	Додаткові розміри
RZ10	RZ20	RZ40	8,2 8,8 9,2 9,8 10,2 10,8 11,2 11,8 12,5 13,5 14,5 15,5 16,5 17,5 18,5 19,5 20,5 21,5 23,0 27 29 31 33 35 37 39	RZ10	RZ20	RZ40	41 44 46 49 52 55 58 62 65 70 73 78 82 92 98 102 108 112 115 118 135 145 155 165 175 185 195	RZ10	RZ20	RZ40	205 230 270 290 310 330 350 370 410 440 460 490 515 545 580 615 650 690 730 775 825 875 925 975
8,0	8,0	8,0 8,5		40	40	40 42		200	200	200 210
	9,0	9,0 9,5			45	45 48			220	220 240
10	10	10 10,5		50	50	50 53		250	250	250 260
	11	11 11,5			56	56 60			280	280 300
12	12	12 13		63	63	63 67		320	320	320 340
	14	14 15			71	71 75			360	360 380
16	16	16 17		80	80	80 85		400	400	400 420
	18	18 19			90	90 95			450	450 480
20	20	20 21		100	100	100 105		500	500	500 530
	22	22 24			110	110 120			560	560 600
25	25	25 26		125	125	125 130		630	630	630 670
	28	28 30			140	140 150			710	710 750
32	32	32 34		160	160	160 170		800	800	800 850
	36	36 38			180	180 190			900	900 950

Визначити модуль зачеплення

(3.4)

де [_F - допустиме напруження згину матеріалу колеса з найменш міцним зубом, МПа (див. завдання);

Отримане значення модуля зачеплення округлити до стандартного значення (див. табл.3.4)

Таблиця 3.4 -- Стандартний ряд модулів зачеплення зубчастих коліс

m, мм	1-й ряд - 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10
	2-й ряд - 1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9

Визначити сумарну кількість зубів шестерні і колеса

(3.5)

Сумарну кількість зубів шестерні і колеса повинні отримати ціле число, в іншому випадку варто збільшити модуль зачеплення і повторити розрахунок.

Визначити кількість зубів шестерні

. (3.6)

Значення z₁ округлити до найближчого цілого числа. Виходячи з умови зменшення шуму і відсутності підрізання зубів рекомендується z₁ 18.

Визначити число зубів колеса

(3.7)

Визначити фактичне передаточне число

u_ф=z₂/z₁, (3.8)

Перевірити його відхилення u від заданого _Uр

(3.9)

При невиконанні норми відхилення передаточного числа u, слід перерахувати z₁ і z₂.

Перевірити фактичну міжцентрову відстань

(3.10)

Фактична міжосьова відстань повинна відповідати стандартному значенню (табл.3.2), в іншому випадку необхідно в пункті 3.4 прийняти модуль зачеплення більшим із стандартного ряду (табл.3.4) і повторити розрахунок.

Визначити фактичні основні геометричні параметри передачі

Основні геометричні параметри передачі і формули для їх розрахунку вказані в табл.3.5

Таблиця 3.5

Параметр	Шестерня	Колесо
	прямий зуб	непрямий зуб	прямий зуб	непрямий зуб
Діаметр	ділильний	d1=mz1	d1=mz1/cos	d2=mz2	d2=mz2/cos
	вершин зубів	da1=d1+2m	da2=d2+2m
	впадин зубів	df1=d1 -2,5m	df2=d2 -2,5m
Ширина вінця	b1=b2+(2...4)мм	b2=фaw

Точність обчислень ділильних діаметрів коліс до 0, 01мм; значення ширини зубчатих вінців округляють до цілого числа за нормальними лінійними розмірами (див. табл.3.3).

Перевірити міжцентрову відстань

a_w = (d₁+d₂)/2 (3.11)

Визначити колову силу в зачепленні, н

F_t = 2т_тих10³/d₂ (3.12)

Визначити радіальну силу в зачепленні, н

F_r = f_ttg20є (3.13)

Визначити колову швидкість коліс

 м/с (3.14)

Визначити степінь точності зубчастої передачі в залежності від колової швидкості по таблиці 3.6

Таблиця 3.6 -- степінь точності зубчастих передач

Степінь точності	6	7	8	9
Колова швидкість обертання коліс v, м/с	< 15	< 10	< 6	< 2

Наприклад: передача циліндрична з прямим зубом v =1,75 м/с. Прийнято степінь точності 9

Визначення коефіцієнту динамічності навантаження k_hv, який залежить від колової швидкості коліс і степені точності передачі

Значення знаходити з табл. 3.7 інтерполяцією

Наприклад: степінь точності передачі 9; колова швидкість v = 1,5 м/с; передача з непрямими зубами.

K_hv=(1,01+1,03)/2=1,02

Таблиця 3.7 значення коефіцієнтів к_нv і к_fv при нв₂ 350

степінь точності	Коефіцієнт	Колова швидкість v, м/с
		1	2	4	6	8	10
6	Кнv Кfv	1,03 1,01 1,06 1,02	1,06 1,02 1,13 1,05	1,12 1,03 1,26 1,10	1,17 1,04 1,40 1,15	1,23 1,06 1,58 1,20	1,28 1,07 1,67 1,25
7	Кнv Кfv	1,04 1,02 1,08 1,03	1,07 1,03 1,16 1,06	1,14 1,05 1,33 1,11	1,21 1,06 1,50 1,16	1,29 1,07 1,67 1,22	1,36 1,08 1,80 1,27
8	Кнv Кfv	1,04 1,01 1,10 1,03	1,08 1,02 1,20 1,06	1,16 1,04 1,38 1,11	1,24 1,06 1,58 1,17	1,32 1,07 1,78 1,23	1,4 1,08 1,96 1,29
9	Кнv Кfv	1,05 1,01 1,13 1,04	1,1 1,03 1,28 1,07	1,2 1,05 1,50 1,14	1,3 1,07 1,77 1,21	1,4 1,09 1,98 1,28	1,5 1,12 2,25 1,35

В чисельнику знаходяться данні для коліс з прямими зубами, в знаменнику - для коліс з непрямими зубами.

Перевірити контактні напруження []_{h, мпа}

(3.15)

Допускається недовантаження передачі (_h[]_h) не більше ніж 10%, а перевантаження (_h[]_h) не більше ніж 5%. Якщо умова не виконується, то треба змінити ширину вінця колеса b₂ або збільшити міжцентрову відстань.

Визначення коефіцієнту к_f, який враховує розподілення навантаження між зубами при згині значення K_F залежить від степені точності передачі і вибирається з табл.3.8

Таблиця 3.8 -- Значення коефіцієнтів К_F

Степінь точності	6	7	8	9
Коефіцієнт КF	0,72	0,81	0,91	1,00

Визначити коефіцієнт динамічності навантаження К_Fv, який залежить від колової швидкості коліс і степені точності передачі і знаходиться інтерполяцією з таблиці 3.7.

Визначити коефіцієнти форми зуба шестерні Y_F1 і колеса Y_F2 Значення прийняти з таблиці 3.9

Таблиця 3.9 - Коефіцієнт форми зуба

Z	YF	Z	YF	Z	YF	Z	YF	Z	YF	Z	YF
16 17 20 22	4,28 4,27 4,07 3,98	24 25 26 28	3,92 3,90 3,88 3,81	30 32 35 40	3,80 3,78 3,75 3,70	45 50 60 65	3,66 3,65 3,62 3,62	71 80 90 100	3,61 3,61 3,60 3,60	180	3,62 3,63

Перевірити напруження згину зубів шестерні _f1 і колеса _F2, МПа

(3.16) (3.17)

де K_F - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба. Для коліс, які притираються прийняти K_F =1;

[]_F -- допустимі напруження згину зубів шестерні і колеса, МПа (див. завдання).

Якщо при перевірочному розрахунку _F значно менше ніж []_{F ,} то це допустимо так як навантажувальна здатність більшості зубчатих передач обмежується контактною міцністю. Якщо _F []_F більше ніж на 5% то треба збільшити модуль m, і відповідно провести розрахунок числа зубів колеса z₂ і шестерні z₁ і повторити перевірочний розрахунок на згин. При цьому міжцентрова відстань не змінюється, а також не змінюються і контактні напруження.

Отримані результати оформити у вигляді таблиці 3.10

Таблиця 3.10 - Параметри зубчастої циліндричної передачі, мм

Параметр	Значення	Параметр	Значення
Міжцентрова відстань аw		Число зубів: шестерні z1 колеса z2
Модуль зачеплення m		Діаметр кола вершин: шестерні da1 колеса da2
Ширина зубчатого вінця: шестерні b1 колеса b2		Діаметр кола впадин: шестерні df1 колеса df2
Діаметр ділильного кола: шестерні d1 колеса d2		Сили в зачепленні: колова радіальна
Параметр	Допустиме значення	Розрахункове значення
Контактні напруження МПа	[]H		H
Напруження згину: шестерні колеса	[]F		F1 F2

4. ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ

Загальні положення

Основним критерієм працездатності редукторних валів є міцність і витривалість. На вали сумісно діє кручення, згин і розтяг. Але напруження в валах від розтягу невеликі порівняно з напруженнями кручення та згину, тому їх як правило не враховують

Розрахунок валів проводиться в два етапи: 1-й проектний (наближений) розрахунок валів на чисте кручення. Проектний розрахунок ставить собі за мету визначити орієнтовно геометричні розміри кожної ступені вала: діаметр d і довжину l; 2-й - перевірочний (уточнений) розрахунок валів на міцність по напруженням згину і кручення.

4.1 ВИБРАТИ МАТЕРІАЛ ВАЛІВ

В редукторах рекомендується використовувати термічно оброблені середньо вуглецеві і леговані сталі 45, 40Х однакові для швидкохідного і тихохідного вала. Механічні характеристики сталей для виготовлення валів визначають з довідників та оформляють у вигляді табл.4.1

Наприклад

Таблиця 4.1 -- Матеріал валів

Вал	Марка сталі	в МПа	т МПа	-1 МПа
швидкохідний тихохідний	Сталь 45	600	320	260

4.2 ВИБРАТИ ДОПУСТИМЕ НАПРУЖЕННЯ НА КРУЧЕННЯ

Проектний розрахунок валів виконується за напруженням кручення, тобто при цьому не враховується напруження згину, концентрація напруження і змінність напружень за часом. Тому для компенсації приблизності цього метода розрахунку допустимі напруження на кручення приймають заниженими. Для швидкохідних валів _К=10 МПа; для тихохідних валів _К=20 МПа.

4.3 ВИЗНАЧИТИ ГЕОМЕТРИЧНІ ПАРАМЕТРИ СТУПЕНІВ ВАЛІВ

Визначити геометричні параметри ступенів вала-шестерні - швидкохідний вал

1-а ступінь під напівмуфту - діаметр вихідного кінця вала

(4.1)

Довжина вихідного кінця вала l₁

l₁=(1,0…1,5)d₁ (4.2)

Діаметр і довжину ступені округлити до найближчого стандартного значення з ряду Ra 40 таблиця 3.3

Рисунок 4.1 Типова конструкція вала-шестерні

Наприклад:

мм

Прийнято d₁ =32 мм.

2- а ступінь вала - під ущільнення кришки з отвором і підшипник

(4.3)

(4.4)

Значення t приймається по таблиці 4.2.

Діаметр d₂ під підшипник округлити до найближчого значення діаметра внутрішнього кільця підшипника d, тобто значення d₂ повинно закінчуватись на 0 або 5. Наприклад: 25, 20, 50

3-а ступень під шестерню

(4.5)

Значення r приймається по таблиці 4.2. Діаметр ступені округлити до найближчого стандартного значення з ряду Ra 40 таблиця 3.3

Можливі варіанти: d₃ d_f1 або d₃d_a1, тоді в другому випадку прийняти d₃=d_a1

Значення l₃ визначається графічно з ескізної компоновки.

4-а ступень під підшипник

d₄=d₂ ;

l₄=B -ширина кулькового підшипника (вибрати після виконання п.4.4.3)

Визначити геометричні параметри ступенів вала колеса

1-а ступень під напівмуфту

 (4.6)

l₁=(1,0…1,5)d₁ (4.7)

Діаметр і довжину ступені округлити до найближчого стандартного значення з ряду Ra 40 таблиця 3.3

Рисунок 4.2 Типова конструкція тихохідного вала.

2- а ступень під ущільнення кришки з отвором і підшипник

(4.8)

. (4.9)

Значення t приймається по таблиці 4.2.

Діаметр d₂ під підшипник округлити до найближчого значення діаметра внутрішнього кільця підшипника d, тобто значення d₂ повинно закінчуватись на 0 або 5. Наприклад: 25, 20, 50

3-а ступень під колесо

(4.10)

Значення r приймається по таблиці 4.2. Діаметр ступені округлити до найближчого стандартного значення з ряду Ra 40 таблиця 3.3

Значення l₃ визначається графічно з ескізної компоновки.

4-а ступень під підшипник

d₄=d₂ ;

l₄=B -ширина кулькового підшипника (вибрати після виконання п.4.4.3)

При конструюванні валів розміри діаметрів і довжин ступенів уточнюються.

Таблиця 4.2

	17-24	25-30	32-40	42-50	52-60	62-70	71-85
t	2	2,2	2,5	2,8	3	3,3	3,5
r	1,6	2	2,5	3	3	3,5	3,5
f	1	1	1,2	1,6	2	2	2,5

4.4 ПРОВЕСТИ ПОПЕРЕДНІЙ ВИБІР ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ

Для зубчастого циліндричного редуктора бажано прийняти кульковий радіальний підшипник легкої або середньої серії (ГОСТ 8338-75) 1 табл. К27, с.432, 2 табл.46, с.171, встановлений з однією фіксованою опорою

Вибрати типорозмір підшипників за величиною діаметра d внутрішнього кільця, який дорівнює діаметру другої d₂ і четвертої d₄ ступенів вала під підшипники.

Виписати основні параметри підшипників: геометричні розміри - d, D, B; динамічну Cr і статичну Crо вантажопідйомність.

Де D - діаметр зовнішнього кільця підшипника; B - ширина кулькового підшипника

Наприклад: швидкохідний вал d₂ =d₄ =30 мм., тихохідний вал -d₂ =d₄ =45 мм

Таблиця 4.3

Вал	d, мм	серія	типорозмір	D,мм	B,мм	Cr, кН	Cro, кН
Швидкохідний	30	легка	206	62	16	19,5	10
тихохідний	45	легка	209	85	19	33,2	18,6

4.5 ВИКОНАТИ ЕСКІЗНУ КОМПОНОВКУ РЕДУКТОРА

Найбільш краще це питання викладено в 1, п.7.5 Ескізна компоновка виконується на міліметровому паперові в масштабі 1:1.

Намітити положення проекцій креслення відповідно до кінематичної схеми привода і найбільшими розмірами коліс.

Провести осі проекцій і осьові лінії валів.

Осі валів провести на міжцентровій відстані а_w одну від одної, при цьому незабути, що в циліндричному редукторі осі паралельні.

Накреслити редукторну пару в відповідності до отриманих при проектному розрахунку геометричних параметрів d_1, d_2, d_1a, d_2a, d_1f, d_2f ,b_1, b_2, (див. рис.4.5). Різні конструкції вала-шестерні циліндричної представлені на рис.

Приклад виконання зачеплення представлено на рис.5.3.

Рисунок 4.3 Побудова зачеплення передачі.

В конструкції циліндричного колеса передбачити маточину, зовнішній діаметр і довжина якої

d_мт=(1,55-1,6)d₃ (4.11)

l_мт =(1,1-1,5)d₃ (4.12)

де d₃ - внутрішній діаметр маточини, що дорівнює 3-ій ступені вала.

Контур внутрішньої поверхні стінок корпуса редуктора провести з зазором Х=8-10мм від поверхні обертання колеса для відвертання зачеплення поверхнею колеса, яке обертається, за внутрішню стінку корпуса. Відстань від осі шестерні до внутрішній поверхні корпуса обчислити як

f =D/2+X (4.13)

де D - диаметр зовнішнього кільця підшипника швидкохідного вала.

Відстань між дном корпуса і поверхнею колеса прийняти У4Х.

Накреслити ступені вала на відповідних осях за розмірами d i L, які були отримані при проектному розрахунку валів. Ступені обох валів накреслити в послідовності від 3-ої до 1-ої. При цьому довжина 3-ої ступені визначається конструктивно, як відстань між протилежними стінками редуктора.

На 2-ій і 4-ій ступенях валів накреслити основними лініями контури підшипників в відповідності до схеми їх установки за розмірами d, D, B.



Рисунок 4.4 Послідовність розробки креслення загального виду циліндричного одноступеневого редуктора

Визначити відстань l_Б і l_Т між точками прикладення реакцій підшипників швидкохідного і тихохідного валів.

Для радіальних підшипників точка прикладення радіальної реакції підшипника R лежить в середній площині підшипника, а відстань між реакціями опор вала:

l =L-B (4.14)

Див.рис.5.5

Визначити точки прикладення і величину консольної сили

Сила тиску муфти прикладена між напівмуфтами, тому можна прийняти, що точка прикладення сили знаходиться в торцевій площині вихідного кінця вала.

(4.15)



Рисунок 4.6 Приклад ескізної компоновки загального виду циліндричного одноступеневого редуктора.

5. РОЗРАХУНКОВА СХЕМА ВАЛА РЕДУКТОРА. ПОБУДОВА ЕПЮР ЗГИНАЮЧИХ І КРУТНИХ МОМЕНТІВ

Рисунок 5.1 Визначення відстані між точками прикладення реакцій в підшипниках.

Накреслити розрахункову схему вала в відповідності до схеми навантаження вала.

Далі розрахунок вести окремо для вертикальної та горизонтальної площин.

Вертикальна площина.

Визначити реакції в опорах попередньо вибраних підшипників в вертикальній площині, склавши два рівняння рівноваги плоскої системи сил без урахування консольного навантаження.

Визначити значення згинаючих моментів на ділянках вала, склавши рівняння згинаючих моментів.

Побудувати в масштабі епюру згинаючих моментів, вказати максимальний момент. Масштаб епюри моментів , Нм/мм, вибирається довільно для кожної епюри в залежності від значення моменту і показує кількість Нм в 1мм епюри.

Розрахунок в горизонтальній площині виконати аналогічно.

Визначити реакції в опорах підшипників від консольного навантаження, склавши два рівняння рівноваги плоскої системи сил.

Визначити значення згинаючих моментів на ділянках вала від консольного навантаження, склавши рівняння згинаючих моментів.

Побудувати в масштабі епюру згинаючих моментів від консольного навантаження

Визначити величину крутного моменту на валу і побудувати в масштабі його епюру.

Визначити сумарні опорні реакції підшипників вала

, (5.1)

де Rix i Riy - відповідно реакції в опорі і-того підшипника в горизонтальній і вертикальній площинах;

Riк - реакції в опорі від консольного навантаження.

Визначити сумарні згинаючі моменти в найбільш навантажених перерізах вала

, (5.2)

де Мх і Му - відповідно згинаючі моменти в горизонтальній і вертикальній площинах;

М_к - згинаючий момент від консольного навантаження.

Приклад проведення розрахунку для циліндричного зубчастого редуктора з прямими зубами.

Вихідні дані:F_r2=1176 Н; F_t2=3234 Н; l₁=0,04 м; F_к= 2298 Н; l_К=0,082 м; Т₂=388 Нм

Визначення реакцій опор вертикальної площини ху від радіальної сили F_r2

R_ДВ = R_НВ =F_r2/2=1176/2=588 Н

Обчислюються згинаючі моменти в вертикальній площині

М_В = R_ДВl₁ = R_НВl₁ = 5880,04 = 23,5 Нм

Будується епюра згинаючих моментів М_В (М_у) в вертикальній площині

Визначення реакції опор в горизонтальній площині хz від колової сили F_t2

R_ДГ = R_НГ =F_t2/2=3234/2=1617 Н

Обчислюються згинаючі моменти в горизонтальній площині

М_В = R_ДГl₁ = R_НГl₁ =16170,04 = 64,7 Нм

Будується епюра згинаючих моментів М_Г (М_х) в горизонтальній площині

Визначення реакцій опор від консольної сили F_К

M_Д = 0

-F_К l_К/2+R_НК2l₁ = 0

R_НК = F_К l_К/(2l₁) =22980,082/(20,04) = 2355,5 Н

M_Н = 0

-F_К (l_К+2l₁ )+R_ДК2l₁ = 0

R_ДК = F_К (l_К+2l₁)/(2l₁ ) = 2298(0,082+20,04)/(20,04) = 4653,5 Н

Перевірка

F_y = 0

R_ДК - R_НК-F_К = 0

4653,5 - 2355,5 - 2298 = 0

Будується епюра згинаючих моментів М_FК від сили F_К

М_зл(l_К) = -F_К(l_К) = -22980,082= - 188,4Нм

М_зпр (l₁) = -R_НКl₁ = -2355,50,04 = - 94,2 Нм

Сумарний згинаючий момент в перерізі в перерізі С вала під колесом

Крутний момент в перерізі вала Т₂=388 Нм

Опорні реакції вала

Н

Н

Розрахункова схема вала і епюри згинаючих і крутного моментів представлені на рис 5.1



6. ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ

Радіальні кулькові підшипники можуть сприймати осьове навантаження. Розрахунок проводиться для більш навантаженого підшипника (реакції в підшипниках беруться з п.5.10)

Обчислити еквівалентного динамічного навантаження найбільш навантаженого підшипника

, (6.1)

де V -- коефіцієнт обертання кільця (при умові обертання внутрішнього кільця V = 1),

К_Т =1 -- температурний коефіцієнт. При робочій температурі

підшипника до 100⁰С К_Т =1.

К - коефіцієнт безпеки. Для умов роботи з помірними поштовхами і вібраціями прийнято К=1,3,

Обчислити довговічність підшипника

(6.2)

Отримане значення L_10h порівняти з L_h і зробити висновок про придатність підшипника по довговічності.

Умова придатності

Якщо то рекомендується збільшити базову динамічну вантажопідйомність:

- Переходом з легкої в середню або важку серію даного типа підшипника не змінюючи діаметр 2-ї та 4-ї ступені вала під підшипник;

- Переходом з даного типа підшипника в інший, який має більшу вантажопідйомність.

- Збільшенням діаметра 2-ї та 4-ї ступені під підшипник.

Приклад розрахунку підшипника без осьового навантаження.

F_a=0.

Відношення =0, навантаження опори R_r=6326,6 Н

Прийнято кульковий підшипник легкої серії 210 С_r=35,1кН

Прийнято розрахункові коефіцієнти V=1; K_T=1; K=1,3

Еквівалентне навантаження на підшипник, що не сприймає осьового навантаження

Н

Розрахункова довговічність підшипника в годинах

= = 3389год

Так як L_h<L_hтр =12000год, то приймаємо підшипник 310 середньої серії для якого С₂=61,8кН тоді

= =18498год

Необхідна довговічність підшипника забезпечується.

7. КОНСТРУКТИВНА КОМПАНОВКА ПРИВОДА

Конструювання зубчастих коліс

Основними конструктивними елементами колеса є: обід, маточина і диск.

Обід сприймає навантаження від зубів і повинен бути достатньо міцним, щоб сприяти рівномірному розподіленню навантаження по довжині зуба. Жорсткість обода забезпечується його товщиною.

Маточина призначена для з'єднання колеса з валом.

Диск з'єднує обід і маточину.

Конструктивні розміри зубчастого колеса.

Рисунок 7.1 Конструкція зубчастого колеса.

Таблиця 7.1 -- Конструкція циліндричних зубчастих коліс, мм

Елемент колеса	Параметр	Спосіб отримання заготовки ковка
Обод	Діаметр	da<100 da=100…500
	Товщина	S=2,2m+0,05b2
	Ширина	b2 (за розрахунком)
Маточина	Діаметр внутрішній	d=d3 (за розрахунком)
	Діаметр зовнішній	dм=1,55d
	Товщина	=0,3d
	Довжина	lм=(1,0…1,5)d
Диск	Товщина	C=0,5(S+м)0,25
	Радіуси заокруглення та ухил	R1 R6; 7
	Отвори	d0>25мм no=4-6

Примітка: 1.При визначенні довжини маточини числовий коефіцієнт перед d приймають ближче до одиниці при посадці колеса на вал з натягом.

2.На торцях зубів виконують фаски розміром f=(0,6…0,7)m з округленням до стандартного значення за табл.7.2

3. Кут фаски ф на прямозубих колесах ф=45; на косозубих колесах при твердості робочих поверхонь НВ350 ф=45,а при НВ350 ф=15.

Таблиця 7.2 - Стандартні розміри фасок, мм

Діаметр маточини або обода	Від 20 до 30	Від 30 до 40	Від 40 до 50	Від 50 до 80	Від 80 до 120	Від 120 до 150	Від 150 до 250	Від 250 до 500
f	1,0	1,2	1,6	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0

Рисунок 7.2 Конструкції вала-шестерні циліндричної

Вал-шестерня виконується разом з валом. Конструкції вала-шестерні циліндричної представлено на рис.8.2.

Установка коліс на валах

Для передачі моменту обертання редукторною парою використовують шпонкове з'єднання та з'єднання з натягом. Для шпонкового з'єднання рекомендуються посадки:

для циліндричних коліс з прямими зубами Н7/р6 (Н7/r6);

для циліндричних коліс з непрямими зубами Н7/r6 (Н7/s6);

Посадки з великим натягом (в дужках) - для коліс реверсивних передач.

Для забезпечення нормальної роботи редуктора зубчасті колеса повинні бути встановлені на валах без перекосів. При прийнятому в розрахунках співвідношенні між довжиною маточини і діаметром вала перекосу не буде. Тому достатньо зафіксувати колесо в осьовому напрямку. Осьова фіксація може встановленням двох розпірних втулок на 2-ій, 4-ій або 3-ій ступені вала між обома торцями маточини колеса і торцями внутрішніх кілець підшипників або мастило утримуючих кілець (див. рис.А10, А12, 10.13 [1]). Для гарантії контакту деталей по торцям повинні бути передбачені зазори між буртиками 2-ої, 3-ої ступені вала і торцями втулок (див. рис.10.4 [1]).

Регулювання осьового положення коліс. В циліндричних редукторах для компенсації неточності положення коліс ширину шестерні (більш твердого колеса) роблять більшою за ширину колеса (більш м'якого).

Конструювання валів

Перехідні ділянки валів між двома суміжними ділянками вала виконують канавкою з закругленням для виходу шліфувального круга, яка підвищує концентрацію напружень на перехідних ділянках. Якщо між підшипником і колесом встановлюється розпірна втулка то перехідну ділянку між ступенями виконують галтеллю постійного радіусу, що знижує концентрацію напружень в місцях переходу. При цьому між буртиком вала і торцем втулки повинно бути передбачено зазор 1-2 мм (див. рис. 10.13, 10.4, 10.6 [1])

Вихідний кінець вала може бути циліндричним або конічним. Посадка деталей на конус забезпечує легкість монтажу і демонтажу, високу точність базування, можливість створення будь-якого натягу (див. рекомендації 10.2 [1]).

8. ПЕРЕВІРОЧНІ РОЗРАХУНКИ

Перевірочний розрахунок веденого вала редуктора

Обчислити допустиме напруження згину

(8.1)

де _-1-границя витривалості матеріалу береться з таблиці 3.4

[n]=2,2 - коефіцієнт запасу міцності;

K = 2,2 - ефективний коефіцієнт концентрації напружень;

K_ри = 1 - коефіцієнт режиму навантаження.

Визначення найбільшого напруження згину і кручення в перерізі вала під колесом

Діаметр вала в перерізі послаблений шпонковою канавкою, тому в розрахунку приймається значення діаметру менше на 8…10 %.

Наприклад: діаметр вала d = 45мм Приймається d = 40мм --розрахунковий діаметр вала в перерізі під колесом..

де М_и - сумарний згинаючий момент (див. формула 6.6)

Т₂ - крутний момент на тихохідному валу.

Міцність вала перевіряється по гіпотезі найбільших дотичних напружень:



Перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань

Вибрати призматичну шпонку для вихідного кінця швидкохідного і тихохідного валів. Дивись таблиця К42 [1], таблиця 30 [2], ГОСТ 23360-80.

Розміри шпонки вибираються в залежності від діаметра вала. Довжину шпонки вибирають з стандартного ряду (ГОСТ 23360-80) на 8-10мм меншою за довжину маточини деталі.

Обчислити розрахункову довжину шпонки

Визначити розрахункове напруження зминання

де Т_рм - крутний момент на швидкохідному або тихохідному валу;

d - діаметр вихідного кінця швидкохідного або тихохідного вала.

Перевіряється умова міцності

_зм < _зм

Прийнято _зм =180МПа

Перевірка шпонки проводиться тільки для шпонки зубчастого колеса.

9. СКЛАДАННЯ СИЛОВОЇ ПАРИ РЕДУКТОРА

Описати послідовність складання силової пари редуктора. Дивись рекомендації с.322 [2].

ДОДАТОК

Рисунок 11.1 -- Приклад складального креслення силової передачі редуктора



Рисунок 11.2 -- Приклад специфікації до складального креслення силової передачі редуктора



Рисунок 11.3 -- Приклад робочого креслення тихохідного вала силової передачі редуктора



Рисунок 11.4 -- Приклад робочого креслення зубчастого колеса силової передачі редуктора

Размещено на Allbest.ru

...