Розробка ескізного проекту циліндричного редуктора

ЗМІСТ

ВВЕДЕННЯ

1. ПОСЛІДОВНІСТЬ ВИКОНАННЯ ПЕРШОГО ЕТАПУ РГР

1.1 Аналіз вихідних даних

1.2 Підготовка вихідних даних для уведення в комп'ютер

1.3 Вибір оптимального варіанта компонування редуктора

1.4 Конструювання валів редуктора привода

1.5 Вибір підшипників кочення для валів редуктора

1.6 Кінематичний розрахунок редуктора

1.7 Статичне дослідження редуктора

1.8 Розрахунок на міцність зубчастих передач редуктора

2. ДРУГИЙ ЕТАП ЕСКІЗНОГО ПРОЕКТУ. РОЗРАХУНКИ ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ РЕДУКТОРА

2.1 Визначення ресурсу підшипників проміжного вала редуктора

2.2 Опори з конічними й кульковими радіально упорними підшипниками

3. ТРЕТІЙ ЕТАП РГР. КОНСТРУЮВАННЯ ОСНОВНИХ З'ЄДНАНЬ, РОЗРОБКА ЕСКІЗУ КОМПОНУВАННЯ Й ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ РОЗМІРІВ КОРПУСНИХ ДЕТАЛЕЙ

3.1 З'єднання валступиці

3.2 Основні розміри корпуса редуктора

3.3 Вибір деталей нарізних сполучень

3.4 Загальні рекомендації до виконання ескізів

ВИСНОВОК

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

ВВЕДЕННЯ

Завданнями курсового проекту є систематизація й закріплення знань, отриманих при вивченні дисципліни «Деталі машин і основи конструювання» і попередніх дисциплін, застосування знань до рішення інженерних завдань, прищеплювання навичок розрахункової роботи, освоєння правил і прийомів складання графічних і текстових документів, уміння користуватися спеціальною літературою й стандартами.

1, аналіз вихідних дані завдання, підготовка параметрів для уведення в комп'ютер, обробка інформації, одержуваної від комп'ютера у вигляді роздруківки декількох варіантів з метою вибору оптимального за призначеними критеріями оптимізації, графічне оформлення оптимального варіанта, статичне й кінематичне дослідження редуктора, перевірочний розрахунок однієї з його зубчастих передач;

2, попередній розрахунок валів, визначення навантажень на опори валів, підбор підшипників і перевірка їхньої працездатності;

3, проектування й розрахунки деталей з'єднань і оцінка основних розмірів елементів корпусних деталей.

При виконанні РГР використовуються розрахунки на комп'ютері, виконувані відповідно до програм REDUCE і MODUL, результати яких видаються у вигляді роздруківок на твердому носії (на папері) або в електронному виді. Роздруківка містить кілька варіантів сполучень основних параметрів зубчастих передач міжосьової відстані, діаметрів шестірні й колеса, зубчастих вінців, модуля й чисел зубів і ін. для швидкохідної й тихохідної передач редуктора. Крім того, приводяться значення необхідної динамічної вантажопідйомності підшипників кочення для радіальних кулькових або конічних роликових радіально упорних для всіх валів редуктора, по яких може бути здійснений їхній вибір зі стандартних каталогів.

На етапі ескізного проектування необхідний вибір оптимального варіанта компонування редуктора по декількох критеріях оптимізації мінімальному обсягу корпуса, мінімальній масі заготівель для зубчастих коліс, виконанню умов змащення й ін.

1. ПОСЛІДОВНІСТЬ ВИКОНАННЯ ПЕРШОГО ЕТАПУ РГР

1.1 Аналіз вихідних даних

Вихідні дані видаються як технічне завдання у вигляді набору параметрів необхідних і достатніх для виконання всіх етапів ескізного проектування редуктора, що входить до складу розроблювального виробу привода загального призначення, привода механізму підйому вантажу (лебідки), привода конвеєра й т.п.

1.1.1. Вихідні дані для проектування привода загального призначення включають наступні параметри

1) кінематична (принципова) схема редуктора;

2) момент Т_Т на тихохідному валу редуктора, Нм;

3) частота обертання n_Т тихохідного вала редуктора, хв¹;

4) радіальні навантаження F_r на хвостовики тихохідного й швидкохідного валів редуктора, H;

5) режим роботи у вигляді графіка навантаження або в безрозмірних параметрах за ДСТ 2135487;

6) серійність виробництва;

7) термін служби L_h, година.

1.1.2. Дані для проектування привода лебідки

1) кінематична схема привода;

2) кінематична (принципова) схема редуктора;

3) зусилля F_к у канаті, що набігає на барабан лебідки, Н;

4) швидкість V набігання каната на барабан, м/с;

5) режим роботи з ДЕРЖСТАНДАРТ 2135487;

6) серійність виробництва;

7) термін служби L_h, година.

1.1.3. Дані для розробки привода конвеєра

1) кінематична схема привода;

2) кінематична (принципова) схема редуктора;

3) зусилля F, прикладене до тягового органа конвеєра стрічці транспортера, тягового ланцюга й т.п., Н;

4) швидкість V набігання каната на барабан, м/с;

5) режим роботи з ДЕРЖСТАНДАРТ 2135487;

6) серійність виробництва;

7) термін служби L_h, година.

1.2 Підготовка вихідних даних для уведення в комп'ютер

Для завантаження даних у комп'ютер, що виконує кілька варіантів проектного розрахунку редуктора й видає відповідну інформацію у вигляді роздруківки, необхідно заповнити таблицю, що містить параметри, що ідентифікують особистість й наведеними нижче розрахунками, представлені індивідуально або в складі групи. Форма таблиці й приклад її заповнення наведені в табл. 1.1.

Таблиця 1.1

№	Прізвище студента	Група	T2T, Нм	i	[H]Б, МПа	[H]Т, МПа	ba (Б)	ba (Т)	n, про/хв	Lhe, година	Код передачі	Код схеми редуктора
											Б	Т
01	Іванов М.Н.	СП300	1180	29,4	690	865	0,55	0,45	1455	2400	3	2	21

Нижче приводяться описи й алгоритми для визначення параметрів, що вводяться в табл. 1.1, відповідно до типу проектованого виробу (див. п.п. 1.1.1, 1.1.2 і 1.1.3).

1.2.1 Привод загального призначення

1.2.1.1 Момент на колесі тихохідного передачі

Момент на колесі тихохідного передачі редуктора знаходимо по формулі

Т_2Т = Т / (_пупл)

де Т момент, певний завданням;

_п коефіцієнт корисної дії (КПД) підшипників, рекомендується _п = 0,99 для пари підшипників кочення тихохідного вала;

_упл КПД ущільнень, попередньо призначуваний _упл = 1.

1.2.1.2 Передатне відношення редуктора

Передатне відношення редуктора i залежить від кінематичних можливостей схеми редуктора й від параметрів обраного електродвигуна й визначається по формулі:

i = n_1Б / n = n_эд / n,

де n_эд номінальна частота обертання вала електродвигуна; n частота обертання тихохідного вала редуктора, зазначена в завданні на проект.

Підбор електродвигуна з номінальною потужністю P_эд виробляється по необхідній потужності P (кВт), виходячи їхньої умови:

P P_эд,

де P = Тn / (9550), кВт.

У цій формулі КПД привода, що визначає: втрати в зачепленнях зубчастих передач _зац , у підшипниках _п , ущільненнях _упл , у муфтах, що з'єднує вали електродвигуна й редуктора _м , втрати, пов'язані з розбризкуванням масла _мВ і т.д. і розрахована по формулі:

У попередніх розрахунках приймаємо наступні значення:

_зац = 0,97...0…0,98;_п = 0,99; _упл = 1; _м = 1; _мВ = 1.

Стандартний електродвигун, що працює при постійному режимі (Р const), можна використовувати з перевантаженням не більше 8%, а працюючий при змінному навантаженні до 12 %.

Каталог асинхронних електродвигунів частково наведений у табл. 24.9 [1] і містить для одного значення номінальної потужності кілька синхронних частот обертання ротора n_с , що залежить від числа пар полюсів, це 3000, 1500, 1000 і 750 хв¹. Номінальна частота обертання n_эд під навантаженням може бути визначена або з умовної позначки електродвигуна (наприклад, для двигуна 90L4/ 1425 частота n_эд = 1425 хв¹) або по формулі:

n_эд 0,97 n_с.

Рекомендується визначити чотири варіанти значень передатного відносин редуктора i, вибрати оптимальне за допомогою викладача або з умови i = 10...30…30 і остаточно вибрати електродвигун по каталозі й призначити передатне відношення i, для чого можна використовувати таблицю 2.2, форма й приклад заповнення якої наведені для значення Р_эд = 5,9 кВт (перевантаження менш 8%).

Необхідно зробити ескіз обраного (відзначеного ^*) електродвигуна із вказівкою всіх його розмірів.

1.2.1.3 контактні напруги, Що Допускаються

Призначення контактних напруг, що допускаються, досить відповідальне завдання, розв'язувана оптимізацією конструкції виробу за критеріями, однак при ескізному проектуванні можливий облік тільки основних це: мінімальна маса заготівель для зубчастих коліс і валів, мінімальний обсяг корпуса, дотримання умов змащення.

Попередньо можна рекомендувати в редукторах по схемах 20, 21, 22 і 24:

для передачі тихохідного щабля,

, МПа;

для передачі швидкохідного щабля,

, МПа.

Таблиця 1.2

Варіант	Тип двигуна	nс, про/хв	nэд, про/хв	n, про/хв	i = nэд / n
1	132M8/720	750	720	63	11,43
2	132S8/965	1000	965		14,70
3	112M4/1445	1500	1445		22,94*
4	100L2/2880	3000	2880		45,71

У табл. 1.1 заносимо округлені (за правилами округлення) значення, кратні десяти. Наприклад: = 826, призначаємо = = 830 МПа.

Прийняті значення підлягають уточненню в ході подальшої роботи над РГР.

1.2.1.4 Коефіцієнти відносної ширини коліс

Відносна ширина зубчастих вінців у передачах швидкохідного й тихохідного щаблів редуктора може бути призначена за матеріалами §2 [3] або підрахована по формулах:

1) для редукторів по схемах 20 і 24:

тихохідна передача ;

швидкохідна передача ;

2) для редуктора за схемою 21:

тихохідна передача ;

швидкохідна передача ;

3) для редуктора за схемою 22:

тихохідна передача ;

швидкохідна передача ;

1.2.1.5 Еквівалентний час роботи

Еквівалентний час роботи L_he призначають із урахуванням категорії режиму роботи з ДЕРЖСТАНДАРТ 2135487 за наступними правилами:

по табл. 8.10 [2] визначаємо коефіцієнт _H;

знаходимо L_he по формулі:

L_he = _h L_h,

де L_h заданий термін служби, година.

Отримане значення можна округлити до числа, кратного ста.

1.2.1.6 Коди передач редуктора

Код передачі відповідає прийнятому в програмі комп'ютера позначенню:

прямозуба передача 1;

косозуба передача 2;

шевронна передача 3.

Приклад: Редуктор за схемою 21, перший щабель (швидкохідна передача) шевронний, другий щабель (тихохідний щабель) косозуба. У табл. 1.1. записуємо, відповідно 3 і 2.

1.2.1.7 Код схеми редуктора

Код схеми редуктора вказується в завданні на РГР. Відповідно до приклада (див. 1.2.1.6) заносимо, 21.

1.2.2 Привод лебідки

Схеми лебідок можуть бути різними й відрізняються кількістю канатних барабанів (один або два), а також наявністю або відсутністю відкритих (ой) зубчастих передач.

Більшість лебідок не мають відкритих передач і містять один канатний барабан (схеми 91 і 92), однак, для роботи зі здвоєними поліспастами застосують і вищевказаними конструкції (схеми 93 і 94). Відзначимо, що в лебідок із двома барабанами задане зусилля в канаті F_К розподіляється нарівно на кожний барабан лебідки.

1.2.2.1 Діаметр вантажного каната

Діаметр каната визначається виходячи з умови міцності з урахуванням коефіцієнта безпеки S, установлюваного для кожної категорії режиму (ДЕРЖСТАНДАРТ 2135487) по нормах ГОСГОРТЕХНадзора. Вибір коефіцієнта S у рамках курсового проекту може бути виконаний з використанням табл. 1.3.

Таблиця 1.3

Призначення каната	Тип привода	Режим роботи	Категорія режиму ДЕРЖСТАНДАРТ 2135487	Коефіцієнт безпеки S
Лебідки, вантажний	Ручний Машинний	Легкий Середній Важкий	4 2; 3 1	4,0 5,0 5,5 6,0
Механізми зміни вильоту стріли				4,0

Підбор каната здійснюється по величині навантаження:

F = S F_к

З умови: F [F], де [F] граничне зусилля, що вказується в таблиці стандартів для канатів ДЕРЖСТАНДАРТ 3062 69, 2688 69, 3081 69, і називане: розрахункове розривне зусилля, що залежить від діаметра каната d_к і межі тимчасового опору _В (рекомендується _В = 1800…2000Мпа).

Конструкції канатів повинні відповідати Дст: 3067 74, 2688 69 або 3081 69.

У спрощених розрахунках для легені (4) і середніх (2 і 3) режимів діаметр каната d_к можна визначити по формулі

, мм

і округлити до значення, кратного 0,1 мм.

1.2.2.2 Діаметр барабана

Діаметр вантажного барабана лебідки (мм) попередньо призначаємо з умови:

D d_к (e 1),

де е коефіцієнт діаметра барабана, обираний відповідно до норм ГОСГОРТЕХНадзора по табл. 1.4.

Таблиця 1.4

Тип вантажопідйомної машини	Тип привода	Режим роботи	Категорія режиму ДЕРЖСТАНДАРТ 2135487	e
Крани стрілові, лебідки механізму підйому вантажу	Ручний Машинний	Легкий Середній Важкий	4 2; 3 1	16 16 18 20
Лебідки	Ручний Машинний			12 20

Отримане значення D округляється в більшу сторону до розміру D_б, кратного десяти.

1.2.2.3 Частота обертання барабана

Частота обертання барабана (хв¹) обчислюється по формулі:

.

1.2.2.4 Передатне відношення привода.

Вибір електродвигуна

Передатне відношення привода визначається з умови

i_пр = u_оп i = n_эд / n_б ,

де u_оп передаточне число відкритої передачі, прийняте в межах 3...6.…6 У схемах без відкритої передачі u_оп = 1.

Відповідно до передатних відносин, що рекомендуються для циліндричних двоступінчастих редукторів, (див. п.1.2.1.2) одержуємо діапазон значень i = 30…180,що може викликати необхідність застосування електродвигунів з високою номінальною частотою обертання.

Потужність двигуна P_эд зв'язана (з урахуванням перевантаження) з потребної потужністю P співвідношенням

P_эд 0,88 P,

де P потужність привода, обумовлена по формулі:

,

V швидкість набігання каната на барабан, м/с;

F_к зусилля в канаті, Н.

Значення втрат потужності враховується КПД, що розраховується по універсальній формулі:

,

де _оп КПД відкритої передачі, прийнятий рівним 0,94...0…0,96;

_бар КПД барабана, що враховує втрати за рахунок внутрішнього тертя в канаті й тертя каната в контакті з барабаном. Звичайно,

_бар = 0,85...0…0,95;

КПД двоступінчастого редуктора.

Значення _п , _м , _упл і _мВ наведені вище (див. п. 1.2.1.2).

При відсутності в приводі відкритої передачі добуток

(_{оп п)} = 1.

Електродвигун привода підбираємо по каталозі з використанням даних, що зводяться в табл. 1.5 (наведений приклад заповнення для привода й P = 6,1 кВт).

Таблиця 1.5

Варіант	Тип двигуна	nс, про/хв	nэд, про/хв	nБ, про/хв	uОП	iпр = nэд / nБ	i = iпр / uОП
1	132M8/720	750	720	34	4,2	21,18	5,04
2	132S8/965	1000	965			28,38	6,75
3	112M4/1445	1500	1445			42,50	10,12
4	100L2/2880	3000	2880			84,70	20,17*

Для подальшої розробки необхідно виконати ескіз обраного електродвигуна.

1.2.2.5 Момент на барабані лебідки

Обертаючий момент на барабані лебідки, Н(м

Т_бар = F_к D_б / 2000.

1.2.2.6 Момент на зубчастому колесі тихохідної передачі

Момент на колесі тихохідної передачі Т_2Т редуктори, Нм

.

1.2.2.7 контактні напруги, Що Допускаються

Контактні напруги, що допускаються, для швидкохідної [₍Н_]Б и тихохідної [₍Н_]Т передач попередньо призначаємо по рекомендаціях п. 1.2.1.3, з урахуванням особливостей заданої схеми редуктора.

1.2.2.8 Коефіцієнти відносної ширини коліс

Відносна ширина зубчастих вінців коліс для швидкохідної _{ba Б} и тихохідної _{ba Т} передач редуктора призначаємо відповідно до п.1.2.1.4.

1.2.2.9 Еквівалентний час роботи

Еквівалентний час роботи L_he, коди передач і схеми редуктора наведені в п.п. 1.2.1.5, 1.2.1.6 і 1.2.1.7.

Отримана інформація заноситься в таблицю за формою табл. 1.1.

1.2.3 Приводи конвеєрів

Конвеєри відносять до числа машин безперервного транспорту. Привод конвеєрів здійснюється від електродвигуна безпосередньо через муфту або через додаткову ремінну або ланцюгову передачу й редуктор на вал привода конвеєра (транспортера) за допомогою муфти або за допомогою відкритої ланцюгової або зубчастої передачі. Як тяговий орган використовують конвеєрні еластичні стрічки або тягові ланцюги, відповідно, на вал привода встановлюють барабан або одну або дві зірочки. Кожний з розглянутих варіантів має особливості, розглянуті нижче.

Для всіх кінематичних схем у задані на проектування втримуються значення робочого зусилля F (Н) і швидкість руху тягового органа V (м/с).

1.2.3.1 Основні параметри приводів стрічкових конвеєрів

Ширина стрічки (мм) приймається за умовою

B ? 100 + 0,07 F

і округляється в більшу сторону по ряду 300, 400, 500, 650, 800, 1000 мм.

Число несучих шарів (прокладок) i_л приймають із умови міцності стрічки:

i_л > 1,1 F / (B [k]),

де [k] допускне зусилля на 1 мм ширини одного шару стрічки. Звичайно [k] = 5 Н/мм.

Однак, номенклатура стрічок обмежена й уточнити параметри стрічки необхідно відповідно до табл. 1.6.

Таблиця 1.6

B, мм	300	400	500	650	800	1000
iл	3...4…4	3...5…5	3...6…6	3...7…7	4...9…9	5...10…10

Попередньо діаметр барабана (мм) визначається по формулі:

150 i

і округляється до значення D_б, кратного десяти.

Ширина барабана L призначається з умови

L = (1...2…2)D_б.

Обертаючий момент на барабані привода (Н(м) визначається по формулі:

T = FD_б / 2000.

Частота обертання барабана (вала транспортера), хв¹:

.

Потужність, необхідна для привода, наведена до вала барабана (кВт) з урахуванням деформаційних втрат і опору підшипників

,

приймають _б = 0,90...0…0,95і _п = 0,99.

1.2.3.2 Основні параметри приводів ланцюгових конвеєрів

Тягові ланцюги, застосовувані в ланцюгових конвеєрах, характеризуються допускається навантаженням що М, [F] і кроком P_t, прийнятим з ряду: 100, 125, 160, 200 мм.

Число зубів зірочки конвеєра призначають z = 8 або 10. Ділильний діаметр D пов'язаний із числом зубів наступною залежністю:

.

Перевірка міцності ланцюгів із зазначеними вище кроками (наприклад, за ДСТ 588 74, тягові пластинчасті ланцюги) проводиться за умовою K F [F], однак, головною умовою працездатності ланцюга є зносостійкість. Дані для деяких ланцюгів по допускному зусиллю (руйнівному навантаженню) наведені в табл. 1.7.

Таблиця 1.7

Позначення ланцюга ДЕРЖСТАНДАРТ 58874	М28	М40	М56	М80
Крок ланцюга, мм (min…max)	50...…200	63...…250	63...…250	80...…315
Руйнівне навантаження [F], Н	28000	40000	56000	80000

Коефіцієнт перевантаження K, що враховує зовнішнє динамічне навантаження приймають K = 2,5.

Для приводів, що мають дві зірочки задане значення навантаження F для кожного ланцюга приймається

F_ц = 0,5 F.

Обертаючий момент, наведений до вала привода з розміщеними на ньому зірочками (зірочкою) (Н(м) знаходимо по формулі:

T = FD / 2000,

а частота обертання зірочки (вала транспортера) (хв¹)

.

Потужність, наведена до вала привода P_ВТ із урахуванням втрат у контакті зірочок і шарнірів ланцюга, тертя в її шарнірах і втрат у підшипниках, кВт

,

приймають _зв = 0,96...0…0,98КПД зірочки ланцюгової частини привода.

1.2.3.3 Передатне відношення привода конвеєра

Для стрічкових і ланцюгових конвеєрів можна використовувати загальний підхід для визначення передатного відношення привода виходячи з його кінематичних і енергетичних характеристик.

У загальному виді справедлива залежність

i_пр = i_оп i_ред = n_эд / n.

Для відкритих передач (зубчастих, ланцюговий або ремінний) значення i_оп приблизно однакові й перебувають у межах i_оп = 1,5...4.…4 Більші значення для зубчастої передачі.

Електродвигун привода вибирається за значенням потужності, необхідної для роботи, причому перевантаження двигуна не рекомендується, оскільки для конвеєрів характерний режим, близький до постійного (режими 0 або 1 за ДСТ 21354 87). Споживана потужність на валу електродвигуна визначається умовою:

, (кВт).

Значення КПД для всіх відкритих передач можна призначити

_оп = 0,94……0,95,а для муфт, конструкція яких на стадії попередніх розрахунків не відома, приймають _м = 1.

Коефіцієнт корисної дії редуктора _ред визначається по формулі в п.1.2.2.4.

Електродвигун вибирають по каталозі виходячи з необхідної потужності P, дотримуючи умови P_эд P. Остаточно двигун приймають із обліком оптимального для конкретної кінематичної схеми редуктора, заданої студентові, значення i_ред (див. п. 1.2.1.1), для чого використовується таблиця за формою табл. 1.8, приклад заповнення якої для випадку ланцюгового конвеєра при значенні потужності P = 7,2 кВт і частоти обертання n = 26,3 хв¹ (задано V = 0,8 м/с; прийнято: крок ланцюга P_t = 180 мм, z = 10, відкрита передача зубчаста, i_оп = 3,5), наведений нижче.

Аналіз результатів розрахунків у табл. 1.8. указує на можливість використання 3го варіанти.

Таблиця 1.8

Варіант	Тип двигуна	nс, про/хв	nэд, про/хв	nВТ, про/хв	iпр = nэд / nВТ	iОП	i = iпр / iОП
1	160S8/730	750	720	26,3	27,38	3,5	7,82
2	132M6/970	1000	965		36,69		10,48
3	132S4/1445	1500	1445		54,94		15,70*
4	112M2/2900	3000	2880		109,50		31,29

1.2.3.4 Момент на колесі тихохідної передачі редуктора

Можливі два варіанти визначення моменту Т_2Т на колесі тихохідної передачі редуктора.

Варіант 1. Відкрита ланцюгова або зубчаста передача встановлена між валом транспортера й редуктором. У цьому випадку (_оп наведене в п. 1.2.3.3)

.

Варіант 2. Відкрита передача встановлена між електродвигуном і редуктором, при цьому

.

Значення _оп , _м і _п наведені в п.п. 1.2.1.1 і 1.2.1.2.

Отримані величини округляються до цілого числа й вносяться в табл. 1.1.

1.2.3.5 Частота обертання швидкохідного вала редуктора

Частота обертання n визначається залежно від кінематичної схеми привода в наступному порядку для випадків:

1) відкрита передача встановлена між валом транспортера й редуктором

n = n_эд

і приймається відповідно до табл. 1.8;

2) відкрита передача розміщена між валом електродвигуна й швидкохідним валом редуктора, то частота обертання останнього визначається зі співвідношення

n = n_эд / i_оп .

Прийняті значення n заносяться в табл. 1.1.

1.2.3.6 Еквівалентний час роботи привода конвеєра

Еквівалентний час L_he привода призначається залежно від режиму роботи й заданого терміну служби L_h (година). Можливе завдання терміну служби у вигляді L_год у літах. При цьому необхідно підрахувати L_h по формулі:

L_h = L365K_год24K_сут ,

де L_год термін служби в літах (звичайно L_год = 10...15…15 років);

K_год коефіцієнт використання привода в плині року (для типових умов K_год = 1);

K_сут коефіцієнт використання привода в плині доби (при двозмінній роботі K_сут = 0,67).

Остаточно L_he визначиться по формулі:

L_he = L_{h H}

і округляється до значення, кратного 100.

Коефіцієнт _H приймається залежно від категорії режиму. При постійному режимі _H = 1, при важкому режимі _H = 0,5. В інших випадках використовуються дані табл. 8.10 [2].

Прийняте значення L_he заноситься в табл. 1.1.

1.2.3.7 контактні напруги, що допускаються, і коефіцієнти ширини зубчастих вінців

Для швидкохідної й тихохідної передач значення [_H]_Б , [_H]_Т , а також _ba Б и _ba Т призначаються по рекомендаціях п. 1.2.1.3 і 1.2.1.4 і заносяться в табл. 1.1.

1.2.3.8 Коди зубчастих передач і редуктора

Коди зубчастих передач редуктора і його кінематичної схеми призначаються відповідно до п. 1.2.1.6 і 1.2.1.7 і записують у табл. 1.1.

1.3 Вибір оптимального варіанта компонування редуктора

1.3.1 Ідентифікатори програми REDUCE

Читання роздруківки

У процесі роботи програми REDUCE по даним уведеним по табл. 1.1 чисельних значеннях параметрів привласнюються ідентифікатори, наведені нижче. У верхній частині втримуються вихідні дані для розрахунків, записані в три рядки й кілька стовпців. Показані:

- позначення групи, прізвище студента, позначення схеми редуктора;

- MOM момент на колесі тихохідної передачі T_2Т, Нм;

- I передатне відношення редуктора, i;

- SIG1 і SIG2 попередньо призначені значення контактних напруг, що допускаються, для швидкохідної й тихохідної передач редуктора, відповідно, [₍H_]Б и [₍H_]Т, Мпа;

- PSI1 і PSI2 коефіцієнти ширини зубчастих коліс для швидкохідної й тихохідної передач, відповідно, _ba Б и _ba Т ;

- L1 і L2 коди зубчастих швидкохідної й тихохідної передач (нагадуємо: 1 прямозуба, 2 косозуба, 3 шевронна передача);

- CH частота обертання швидкохідного вала редуктора хв¹, позначуване як n;

- TE еквівалентний час роботи L_he , година.

Нижче представлені варіанти розрахунків, згруповані у файли, що містять:

рядка ідентифікаторів, у яких:

- AW міжосьові відстані передач a_w Б и a_w Т, мм;

- B ширина вінця зубчастого колеса швидкохідної й тихохідної передач, b_w Б и b_w Т, мм. Увага! Для шевронних передач зазначена сумарна ширина коліс двох напівшевронів;

- Z1 і Z2 числа зубів шестірні z₁ і колеса z₂ відповідні передачі;

- U передаточне число зубчастої пари для швидкохідної u_Б і тихохідної u_Т передач;

- MOD модуль зачеплення (мм) для обох передач, m_Б і m_Т;

- D1 і D2 початкові (або ділильні) діаметри шестірень і коліс, d₁, d₂ або d_w1 і d_w2 (мм) відповідно уточнюються при наявності в роздруківці коефіцієнтів зсуву X, відмінних від нуля;

- X сумарні коефіцієнти зсуву для обох передач;

- BETA кути нахилу зубів (град) на ділильному діаметрі шестірні й колеса, _Б и _Т.

Нижче наведені значення необхідної динамічної вантажопідйомності C, кН для підшипників валів редуктора у двох колонках: ліва містить значення C для кулькових радіальних, права для конічних радіально упорних підшипників: ВАЛ1 швидкохідного вала;

ВАЛ2 проміжні вали;

ВАЛ3 тихохідні вали.

1.3.2 Обробка результатів розрахунку на компьютері

Оптимізація за критеріями мінімального обсягу й маси зубчастих коліс

Для редукторів, виконаних за розгорнутою схемою (схема 20, 21 і 22) вид зубчастих передач зображують у двох проекціях.

На мал. 1.1. наведені основні розміри зубчастих передач редуктора за схемою 21 із шевронною швидкохідною передачею й виділені розміри A, B і L, обумовлені для кожного з, що втримуються в роздруківці варіанта по наступних формулах:

A = d_a2 max ;

B = b_w Б + b_w Т + 3a;

L = 0,5(d_a2 Б + d_a2 Т) + a_w Б + a_w Т + (3...4…4)a;

b₀=(3...4…4)a,

де d_a2 max найбільша із двох величин d_a2 Б або d_a2 Т; a зазор між корпусом і обертовими деталями передач (колесами) (мм), обумовлений по формул:

.

Для інших схем (схеми 20 і 22) ескіз по мал. 1.1 виконується аналогічно, однак, для схеми 24 прийняте співвісне розташування швидкохідного й тихохідного валів і зображення приймає інший вид, наведений на мал. 1.2.

У цьому випадку, розміри, що визначають характеристики, знаходимо по формулах:

A = d_a2 max ;

B = b_w Б + b_w Т + 2a + (0,45...0…0,55)a_w;

L=a_w+0,5(d_a2Б + d_a2 Т).

Мал. 1.1

З умови оптимізації коефіцієнта перекриття 1,1……1,2ширину колеса швидкохідного щабля b_w Б необхідно попередньо уточнити по формулі:

b_w Б = m / sin.

Порівняння варіантів рекомендується робити по діаграмі, що будується в наступному порядку.

Мал. 1.2.

Обсяг корпуса редуктора, що визначає масу редуктора, можна оцінити по формулі:

V = ABL.

Масу заготівель для зубчастих коліс, що характеризує витрати на матеріали, обчислюється по формулі:

.

де коефіцієнт пропорційності, для сталевих зубчастих коліс можна прийняти рівним 6,12, кг/дм³. Якщо при розрахунках V і m розміри коліс виражати в дм, тоді обсяг виразиться в літрах, а маса в кг.

Діаграма, що показує зміну маси й обсягу залежно від розглянутого варіанта, представлена на мал. 1.3.

Мал. 1.3.

1.3.3 Оцінка умов змащення й вибір способу змащення передач редуктора

Двоступінчасті редуктори звичайно змазуються картерним способом, при цьому в корпус редуктора заливається масло, що при експлуатації привода періодично заміняється. Такий спосіб рекомендується при окружних швидкостях коліс до 5 м/с і контактних напругах _H 1000 МПа. Більшість проектованих студентів редукторів відповідає цим умовам.

Обраний варіант повинен відповідати умові змащення зубчастих коліс передач редуктора. Оптимальним уважається випадок, коли колесо швидкохідної передачі редуктора при окружній швидкості

V_окр = 0,3...12…12,5м/із занурено в масляну ванну на глибину (2……2,5)m... При цьому колесо тихохідної передачі поринає в масло не більш, ніж на 0,3d_a2 Т. Уважають, однак, що при окружній швидкості V_{окр Т} 1 м/с у масло можна занурювати тільки тихохідне колесо, при цьому змащення швидкохідної передачі й підшипників надійно забезпечується за рахунок розбризкування масла.

У редукторах, виконаних за співвісною схемою, у масло занурюють обоє зубчастого колеса приблизно на однакову глибину.

На мал. 1.1 і 1.2 відзначений рівень масла, що відповідає вищенаведеним вимогам, якщо обсяг масла V_м у корпусі не суперечить умові

V_м = (0,25...0…0,5)Р, (л)

1.3.4 Графічне оформлення результатів по оптимальному варіанті

Перший етап компонування

Зображення, що відповідає першому етапу компонування, на міліметровому папері в масштабі 1:1. Бажано кожну проекцію представити на окремому аркуші формату А1 з урахуванням подальшого пророблення конструкції редуктора.

1.3.5 Геометричний розрахунок передач редуктора

Геометричний розрахунок виконується в мінімальному обсязі. Визначенню підлягають: ділильні d₁ і d₂ і початкові d_w1 і d_w2 діаметри коліс; коефіцієнти зсуву X₁ і X₂; діаметри окружностей вершин d_a1 і d_a2; кут зачеплення _w; коефіцієнт торцевого перекриття ; коефіцієнт осьового перекриття для косозубих коліс. Всі колеса нарізані рейковим інструментом з вихідним контуром за ДСТ 1375581 з параметрами: кут профілю = 20; коефіцієнтом головки (ніжки) зуба ; коефіцієнт радіального зазору з^* = 0,25.

1.3.5.1 Прямозубі передачі

Коефіцієнти зсуву коліс визначаємо по контурах, що блокують, [9], використовуючи лінію 15 лінію вирівняних питомих ковзань. Сумарний коефіцієнт зсуву X = X₁ + X₂ = X заданий у роздруківці. Далі:

кут зачеплення

;

ділильні діаметри приводяться в роздруківці. Проте:

діаметри вершин:

діаметри западин:

початкові діаметри:

коефіцієнт перекриття:

де для кожного з коліс.

1.3.6.2 Косозубі передачі

Розрахунок основних розмірів проводять по формулах п. 1.3.6.1., за винятком діаметрів d₁ і d₂ . Приймають:

Далі розміри d_a1 , d_a2 , d_f1 і d_f2 обчислюють у функції ділильних діаметрів d₁ і d₂.

Коефіцієнт торцевого перекриття для косозубих передач:

.

Коефіцієнт осьового перекриття:

.

Сумарний коефіцієнт перекриття:

.

1.4 Конструювання валів редуктора привода

Проектний розрахунок валів носить орієнтовний характер і має на меті визначити основні розміри й форму вала, пов'язані з навантаженнями й призначенням його основних елементів. У даній роботі використаний метод, викладених в [3] з деякими уточненнями, адаптований до конструкції редуктора у відповідності зі схемою на мал. 1.1 (схема 21) із шевронною швидкохідною передачею.

Конструкції швидкохідного, проміжного й тихохідного валів наведені на мал. 1.4.

Діаметри ділянок валів можна визначити по формулах:

для швидкохідного вала,

, мм;

Мал. 1.4.

Отриманий розмір погодити з діаметром вала електродвигуна d₁ .

для проміжного вала діаметр у місці установки зубчастих коліс,

, мм;

для тихохідного вала,

, мм.

Отриманий результат погодити зі стандартним рядом чисел.

Для інших ділянок валів діаметри визначаються по формулах, що має рекомендаційний характер, оскільки результати, одержувані при їхньому використанні, можуть ввійти в суперечність із вимогами, пропонованими до конкретного вала.

Для швидкохідного й тихохідного валів можна приймати:

діаметр цапфи вала під підшипником:

d_П = d + 2 t_цил

або

d_П = d + 2 t_кон.

Отримані значення варто округлити до кратного п'яти відповідно до діаметрів внутрішніх коліс підшипників кочення;

діаметр буртика для упору кільця підшипника:

d_БП = d_П + 3 r;

діаметр шийки вала в місці установки зубчастих коліс:

d_К d_БП .

Для проміжного вала:

d_П = d_К 3 r або d_П d_К ,

з метою уніфікації бажано для швидкохідного й проміжного валів прийняти однакові значення d_П;

d_БК = d_К + 3 f;

d_БП = d_П + 3 r d_К .

Значення перехідних радіусів, заплічок і фасок наведені в табл. 1.9.

Розміри хвостовиків швидкохідного й тихохідного валів визначаються залежно від прийнятої конструкції кришок підшипників і після розрахунків по нижчеподаних формулах підлягають уточненню на подальших етапах проектування.

Таблиця 1.9

d	17...22…22	24...30…30	32...38…38	40...44…44	45...50…50	52...58…58	60...65…65	67...75…75	80...85…85	90...95…95
tцил	3,0	3,5	3,5	3,5	4,0	4,5	4,6	5,1	5,6	5,6
tкон	1,5	1,8	2,0	2,3	2,3	2,5	2,7	2,7	2,7	2,9
r	1,5	2,0	2,5	2,5	3,0	3,0	3,5	3,5	4,0	4,0
f	1,0	1,0	1,2	1,2	1,6	2,0	2,0	2,5	2,5	3,0

Довжина посадкової ділянки швидкохідного й тихохідного валів:

L_МБ = L_МТ = 1,5 d.

Довжина проміжної ділянки швидкохідного вала:

L_КБ = (1...1…1,4)d_П.

Довжина проміжної ділянки тихохідного вала:

L_КТ = (0,8...1…1,2)d_П.

Зовнішнє різьблення хвостовика швидкохідного або тихохідного вала має діаметр (погодити зі стандартом ДЕРЖСТАНДАРТ 915059)

d_Р 0,9 [d 0,1 L_МБ].

Довжина різьбової ділянки:

L_Р (1,0...1…1,2)d_Р.

Діаметр внутрішнього різьблення для тихохідного вала (погодити зі стандартом)

d_Р 0,6 d.

1.5 Вибір підшипників кочення для валів редуктора

Підшипники кочення в значній мірі визначають ресурс редуктора, оскільки ресурс підшипників обмежений, тоді, як ресурс зубчастих передач може бути необмежено більшим.

З економічних міркувань і з особливостей технології складання краще застосування кулькових однорядних підшипників легкої серії ДЕРЖСТАНДАРТ 833875. У випадку, якщо на інших етапах проектування з'ясується їхня недостатня вантажопідйомність, можна застосувати підшипники інших типів.

Підбор підшипників здійснюється по діаметрі внутрішнього кільця, що відповідає прийнятому раніше (п. 1.4) діаметру d_П. Необхідно по таблицях каталогу визначити характеристики підшипників динамічну вантажопідйомність ІЗ, статичну вантажопідйомність ІЗ₀, розміри підшипника d, D і b_П , також інші параметри.

Для підшипників тихохідного вала перевірити виконання умови:

З [З],

де [З] необхідна динамічна вантажопідйомність, що втримується в роздруківці (див. п. 1.3.1).

Для проміжного вала (мал. 1.4) необхідно визначити координати середніх площин підшипників і зубчастих коліс.

У нашім випадку (редуктор за схемою 21) ці координати відповідають розмірам c і e, обумовленим графічно або розраховував по формулах:

1.6 Кінематичний розрахунок редуктора

Частоти обертання валів і зубчастих коліс визначаються в такий спосіб:

частота обертання швидкохідного вала з попереднього розрахунку й зазначена в роздруківці (див. CH), приймаємо

n₁ = n_1Б = (CH), хв¹;

частота обертання проміжного вала

n_1Т = n_2Б = n_1Б / u_Б ,

де u_Б прийняте значення передаточного числа для швидкохідної передачі (див. п. 1.3.1);

частота обертання тихохідного вала

n_2Т = n_1Б / (u_Б u_Т) .

Окружна швидкість у зачепленні швидкохідної передачі

V = d_w1Б n₁ / (610⁴), м/с.

Окружна швидкість у зачепленні тихохідної передачі

V = d_w1Т n_1Т / (610⁴), м/с.

1.7 Статичне дослідження редуктора

Метою статичного дослідження є визначення обертаючих моментів на валах і колесах редуктора й значень тридцятимільйонних повних зусиль у зачепленнях для кожної передачі. Розглядається випадок редуктора із шевронної швидкохідної й косозубої тихохідної передачами.

Схема представлена на мал. 1.5.

1.7.1 Моменти на валах і колесах редуктора

Момент на хвостовику швидкохідного вала, Н м

.

Момент на шестірні напівшеврона (тільки для схеми 21) швидкохідної передачі

.

Момент на колесі напівшеврона швидкохідної передачі, що має ширину зубчастого вінця , зазначену в роздруківці

.

Момент на шестірні тихохідної передачі редуктора

.

У цих формулах використовуються значення КПД, прийняті в п. 1.2.1.

1.7.2 Тридцятилітні повного зусилля в зачепленнях швидкохідної й тихохідної передач

Окружна сила на шестірні швидкохідної передачі, Н,

.

Радіальна сила на шестірні швидкохідної передачі

,

де кут нахилу зубів (зазначений у роздруківці); _w кут зачеплення, певний у п. 1.3.6.

Осьова сила на шестірні швидкохідної передачі

.

Зусилля, що діють на колесо швидкохідної передачі:

;

;

.

Окружна, радіальна й осьова сили на шестірні тихохідної передачі:

.

,

.

Зусилля, що діють на колесо тихохідної передачі:

;

;

.

1.8 Розрахунок на міцність зубчастих передач редуктора

При виконанні РГР студент, за вказівкою викладача, виконує перевірочний розрахунок однієї з передач редуктора тихохідної або швидкохідної. Індекси Т (тихохідна) або Б (швидкохідна) надалі не використовуються.

1.8.1 Матеріали, термічна й химікотермична обробка зубчастих коліс

Зубчасті колеса редукторів виготовляють зі сталей із твердістю H 350 HB або H > 350 HB. У першому випадку заготівлі для коліс піддають нормалізації або поліпшенню, у другому послу нарізування зубів різним видам термічної й химикотермичної обробки: об'ємному загартуванню, поверхневому загартуванню ТВЧ, цементації, азотуванню й т.д., що забезпечує високу твердість поверхні зуба. Відносно низька твердість

H < 350 HB допускає можливість зубонарізування з достатньою точністю (ступінь точності 8 і 7 за ДСТ 164381) без оздоблювальних операцій, що використовується як засіб для зниження витрат. Застосування інших видів термообробки викликає помітне перекручування розмірів і форми зубів (жолоблення). При високих вимогах до точності такі колеса піддають оздоблювальним операціям притиранню на спеціальних верстатах, обкатуванні й т.п., що підвищує вартість коліс у десятки разів.

Зубчасті колеса з низькою твердістю добре працює, особливо, якщо зуби шестірні мають твердість більше, ніж у коліс на (80...200) HB. У косозубих коліс перепад твердості вище. Гарні результати забезпечує загартування ТВЧ зубів шестірень із HRC 45...55 і коліс до 280...350 HB.

При виборі матеріалів необхідно керуватися інформацією, зазначеної в табл. 1.10 і прагнути до одержання напруг, що допускаються, можливо близьких до них величин [₍H_]Б и [₍H_]Т.

Таблиця 1.10

Термообробка або хім.терм.обробка	Марки стали ДЕРЖСТАНДАРТ 454381	H0, МПа	F0, МПа	SH	SF
Нормалізація, поліпшення, 180…220HB; 260…320HB	40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ, Сталь 45	2HB + 70	1,8HB	1,1	1,75
Загартування ТВЧ, поверхня 45...55…55 HRC, серцевина 240…300HB	40Х, 40ХН, 35ХМ, 35ХТСА	17HRC+200	900	1,2	1,75
Цементація, нитроцементация поверхня 60...63…63 HRC, серцевина 300…400HRC	20Х, 20ХНМ, 18ХГТ, 12ХН3А	23HRC	750...…1000	1,2	1,5

1.8.2 Контактні напруги, що допускаються

Контактні напруги, що допускаються, для передачі визначають по формулі

[_H] = 0,5([_H]₁ + [_H]₂) 1,25 [_H]_min , МПа,

де [_H]_min менше із двох (звичайно [_H]₂).

Контактні напруги, що допускаються, для шестірні [₍H_]1 або колеса [₍H_]2 (індекс 2 зазначений у дужках)

, МПа,

де S_H коефіцієнт безпеки (табл. 1.10); _H0 межа контактної витривалості. Для найбільш застосовуваних матеріалів і термообробки показаний у табл. 1.10; Z_N коефіцієнт, що враховує термін служби (ресурс) і режим роботи, обумовлений з умови для шестірні або колеса (індекс опущений):

,

де N_H0 базове число циклів зміни напруг, обумовлене за графіком (мал. 8.40, [2]) або по формулі

N_H0 = 30HB^2,4 1210⁷;

N_HE еквівалентне число циклів, що відповідає

N_HE = N_H K_HE = 60 n_w n L_{h H} ,

де n_w число зачеплень, у яке входить шестірня або колесо за один оберт, у нашім випадку n_w = 1; n відповідна частота обертання, хв¹; L_h ресурс привода, година; _H коефіцієнт режиму, обумовлена по табл. 8.10 [2] залежно від категорії режиму.

1.8.3 Напруги вигину, що допускаються

Напруги вигину, що допускаються, визначаються для шестірні [₍F_]1 і колеса [₍F_]2 окремо по формулі (індекси опущені):

,

де _F0 межа витривалості, обумовлений по табл. 1.10; S_F коефіцієнт безпеки, наведений у табл. 1.10; Y_А коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього додатка навантаження. У нашім випадку, Y_А = 1; Y_N коефіцієнт, що враховує термін служби передачі й змінність режиму навантаження, що розраховується по формулі:

(1 Y_N < 2,5),

де N_F0 базове число циклів. Для всіх сталей N_F0 = 410⁶; N_FE еквівалентне число циклів:

N_FE = N_{F F} = 60 n_w n L_{h F} ,

де n_w число зачеплень, у яке входить шестірня або колесо за один оберт, у нашім випадку n_w = 1; n відповідна частота обертання, хв¹.

Y_R коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної кривої. Y_R = 1 при шорсткості R_Z 40 напівтемний.

1.8.4 Контактні напруги в зачепленні передачі

Контактна напруга в зачепленні визначається по формулі, використовуваної для прямозубої й косозубої передачі

, МПа

Для прямозубої передачі приймають Z_H = 1, підставляючи наступні значення параметрів:

E_пр наведений модуль пружності. Для сталевих коліс і шестірень

Е_пр = 0,21510⁶ МПа;

Т₁ момент на шестірні передачі, Нм. Для тихохідної передачі Т_1(Т), для швидкохідної Т_1(Б);

d_w1 початковий діаметр шестірні, мм;

b_w ширина зубчастого вінця колеса, мм;

_w кут зачеплення, обумовлений по п. 1.3.6;

u передаточне число передачі, u = z₂ / z₁ .

При розрахунку косозубої передачі коефіцієнт Z_H визначається по формулі:

,

де K_H коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, що залежить від ступеня точності (у нашім випадку 8 або 7) і окружної швидкості (див. п. 1.6) і обумовлений по табл. 8.7, [2]; коефіцієнт торцевого перекриття (див. п. 1.3.6); кут нахилу зубів на ділильному діаметрі.

Коефіцієнт навантаження K_H представляється у вигляді

K_H = K_H K_H K_HV ,

де K_H коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця, перебуває по графіках на мал. 8.15, [2], залежно від схеми редуктора, від параметра _bd = b_w / d_w1 і від сполучення твердості зубів шестірні й колеса; K_HV коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження в зачепленні, що залежить від виду передачі, ступеня точності й окружної швидкості V і призначуваний по табл. 8.3 [2].

1.8.5 Напруги вигину в зубах шестірні й колеса

Напруги вигину в підставі зубів прямозубі шестірні _F1 і колесі _F2 визначають по формулах:

_F1 = Y_F1 F_t K_F / (b_w m), МПа;