ЗМІСТ
ВВЕДЕННЯ
1. ПОСЛІДОВНІСТЬВИКОНАННЯ ПЕРШОГО ЕТАПУ РГР
1.1 Аналіз вихідних даних
1.2 Підготовка вихідних даних дляуведення в комп'ютер
1.3 Вибір оптимального варіантакомпонування редуктора
1.4 Конструювання валів редукторапривода
1.5 Вибір підшипників кочення для валівредуктора
1.6 Кінематичний розрахунок редуктора
1.7 Статичне дослідження редуктора
1.8 Розрахунок на міцність зубчастихпередач редуктора
2. ДРУГИЙЕТАП ЕСКІЗНОГО ПРОЕКТУ. РОЗРАХУНКИ ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ РЕДУКТОРА
2.1 Визначення ресурсу підшипниківпроміжного вала редуктора
2.2 Опори з конічними й кульковимирадіально упорними підшипниками
3. ТРЕТІЙЕТАП РГР. КОНСТРУЮВАННЯ ОСНОВНИХ З'ЄДНАНЬ, РОЗРОБКА ЕСКІЗУ КОМПОНУВАННЯ ЙВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ РОЗМІРІВ КОРПУСНИХ ДЕТАЛЕЙ
3.1 З'єднання валступиці
3.2 Основні розміри корпусаредуктора
3.3 Вибір деталей нарізнихсполучень
3.4 Загальні рекомендації довиконання ескізів
ВИСНОВОК
СПИСОКЛІТЕРАТУРИ
ВВЕДЕННЯ
Завданнямикурсового проекту є систематизація й закріплення знань, отриманих при вивченнідисципліни «Деталі машин і основи конструювання» і попередніх дисциплін,застосування знань до рішення інженерних завдань, прищеплювання навичокрозрахункової роботи, освоєння правил і прийомів складання графічних ітекстових документів, уміння користуватися спеціальною літературою йстандартами.
1, аналіз вихідних данізавдання, підготовка параметрів для уведення в комп'ютер, обробка інформації,одержуваної від комп'ютера у вигляді роздруківки декількох варіантів з метоювибору оптимального за призначеними критеріями оптимізації, графічне оформленняоптимального 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 їхньоїпрацездатності;
3, проектування й розрахункидеталей з'єднань і оцінка основних розмірів елементів корпусних деталей.
При виконанні РГРвикористовуються розрахунки на комп'ютері, виконувані відповідно до програмREDUCE і MODUL, результати яких видаються у вигляді роздруківок на твердомуносії (на папері) або в електронному виді. Роздруківка містить кілька варіантівсполучень основних параметрів зубчастих передач міжосьової відстані, діаметрівшестірні й колеса, зубчастих вінців, модуля й чисел зубів і ін. дляшвидкохідної й тихохідної передач редуктора. Крім того, приводяться значеннянеобхідної динамічної вантажопідйомності підшипників кочення для радіальнихкулькових або конічних роликових радіально упорних для всіх валів редуктора, пояких може бути здійснений їхній вибір зі стандартних каталогів.
На етапіескізного проектування необхідний вибір оптимального варіанта компонуванняредуктора по декількох критеріях оптимізації мінімальному обсягу корпуса,мінімальній масі заготівель для зубчастих коліс, виконанню умов змащення й ін.
1. ПОСЛІДОВНІСТЬ ВИКОНАННЯ ПЕРШОГО ЕТАПУ РГР
1.1Аналіз вихідних даних
Вихідні данівидаються як технічне завдання у вигляді набору параметрів необхідних ідостатніх для виконання всіх етапів ескізного проектування редуктора, щовходить до складу розроблювального виробу привода загального призначення,привода механізму підйому вантажу (лебідки), привода конвеєра й т.п.
1.1.1. Вихіднідані для проектування привода загального призначення включають наступні параметри
1) кінематична (принципова)схема редуктора;
2) момент ТТна тихохідному валу редуктора, Н×м;
3) частота обертання nТтихохідного вала редуктора, хв1;
4) радіальні навантаження Frна хвостовики тихохідного й швидкохідного валів редуктора, H;
5) режим роботи у виглядіграфіка навантаження або в безрозмірних параметрах за ДСТ 2135487;
6) серійність виробництва;
7) термін служби Lh,година.
1.1.2.Дані для проектування привода лебідки
1) кінематична схема привода;
2) кінематична (принципова)схема редуктора;
3) зусилля Fку канаті, що набігає на барабан лебідки, Н;
4) швидкість V набіганняканата на барабан, м/с;
5) режим роботи з ДЕРЖСТАНДАРТ2135487;
6) серійність виробництва;
7) термін служби Lh,година.
1.1.3.Дані для розробки привода конвеєра
1) кінематична схема привода;
2) кінематична (принципова)схема редуктора;
3) зусилля F, прикладенедо тягового органа конвеєра стрічці транспортера, тягового ланцюга й т.п., Н;
4) швидкість V набіганняканата на барабан, м/с;
5) режим роботи з ДЕРЖСТАНДАРТ2135487;
6) серійність виробництва;
7) термін служби Lh,година.
1.2Підготовка вихідних даних для уведення в комп'ютер
Для завантаженняданих у комп'ютер, що виконує кілька варіантів проектного розрахунку редукторай видає відповідну інформацію у вигляді роздруківки, необхідно заповнититаблицю, що містить параметри, що ідентифікують особистість й наведеними нижчерозрахунками, представлені індивідуально або в складі групи. Форма таблиці йприклад її заповнення наведені в табл. 1.1.
Таблиця1.1№
Прізвище
студента Група
T2T, Н×м
i
[sH]Б, МПа
[sH]Т, МПа
yba (Б)
yba (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 приводятьсяописи 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).
1.2.1Привод загального призначення
1.2.1.1Момент на колесі тихохідного передачі
Момент на колесітихохідного передачі редуктора знаходимо по формулі
Т2Т = Т / (hп×hупл)
де Т момент,певний завданням;
hп коефіцієнт корисної дії (КПД)підшипників, рекомендується hп = 0,99 для пари підшипників коченнятихохідного вала;
hупл КПД ущільнень, попередньопризначуваний hупл = 1.
1.2.1.2Передатне відношення редуктора
Передатневідношення редуктора i залежить від кінематичних можливостей схемиредуктора й від параметрів обраного електродвигуна й визначається по формулі:
i = n1Б / n= nэд / n,
де nэдномінальна частота обертання вала електродвигуна; n частота обертаннятихохідного вала редуктора, зазначена в завданні на проект.
Підборелектродвигуна з номінальною потужністю Pэд виробляється понеобхідній потужності P (кВт), виходячи їхньої умови:
P £ Pэд,
де P = Т×n / (9550×h), кВт.
У цій формулі h КПД привода, що визначає:втрати в зачепленнях зубчастих передач hзац, у підшипниках hп, ущільненнях hупл, у муфтах, що з'єднує валиелектродвигуна й редуктора hм, втрати, пов'язані зрозбризкуванням масла hмВ і т.д. і розрахована по формулі:
/>
У попередніхрозрахунках приймаємо наступні значення:
hзац = 0,97...0…0,98;hп = 0,99; hупл = 1; hм = 1; hмВ = 1.
Стандартнийелектродвигун, що працює при постійному режимі (Р » const), можнавикористовувати з перевантаженням не більше 8%, а працюючий при змінномунавантаженні до 12 %.
Каталогасинхронних електродвигунів частково наведений у табл. 24.9 [1] і містить дляодного значення номінальної потужності кілька синхронних частот обертанняротораnс, що залежить від числа пар полюсів, це 3000, 1500,1000 і 750 хв1. Номінальна частота обертання nэд піднавантаженням може бути визначена або з умовної позначки електродвигуна(наприклад, для двигуна 90L4/ 1425 частота nэд = 1425 хв1)або по формулі:
nэд » 0,97 nс.
Рекомендуєтьсявизначити чотири варіанти значень передатного відносин редуктора i,вибрати оптимальне за допомогою викладача або з умови i = 10...30…30 іостаточно вибрати електродвигун по каталозі й призначити передатне відношення i,для чого можна використовувати таблицю 2.2, форма й приклад заповнення якоїнаведені для значення Рэд = 5,9 кВт (перевантаження менш 8%).
Необхідно зробити ескіз обраного(відзначеного *) електродвигуна із вказівкою всіх його розмірів.
1.2.1.3контактні напруги, Що Допускаються
Призначенняконтактних напруг, що допускаються, досить відповідальне завдання, розв'язуванаоптимізацією конструкції виробу за критеріями, однак при ескізному проектуванніможливий облік тільки основних це: мінімальна маса заготівель для зубчастихколіс і валів, мінімальний обсяг корпуса, дотримання умов змащення.
Попередньо можнарекомендувати в редукторах по схемах 20, 21, 22 і 24:
для передачітихохідного щабля,
/>, МПа;
для передачі швидкохідногощабля,
/>, МПа.
Таблиця1.2Варіант 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. 1.1заносимо округлені (за правилами округлення) значення, кратні десяти.Наприклад: /> =826, призначаємо /> = = 830 МПа.
Прийняті значенняпідлягають уточненню в ході подальшої роботи над РГР.
1.2.1.4Коефіцієнти відносної ширини коліс
Відносна шириназубчастих вінців у передачах швидкохідного /> й тихохідного /> щаблів редуктора можебути призначена за матеріалами §2 [3] або підрахована по формулах:
1) для редукторів по схемах 20 і24:
тихохіднапередача />;
швидкохіднапередача />;
2) для редуктора за схемою 21:
тихохіднапередача />;
швидкохіднапередача />;
3) для редуктора за схемою 22:
тихохіднапередача />;
швидкохіднапередача />;
1.2.1.5Еквівалентний час роботи
Еквівалентний часроботи Lhe призначають із урахуванням категорії режиму роботиз ДЕРЖСТАНДАРТ 2135487 за наступними правилами:
по табл. 8.10 [2]визначаємо коефіцієнт mH;
знаходимо Lheпо формулі:
Lhe= mh×Lh,
де Lhзаданий термін служби, година.
Отримане значенняможна округлити до числа, кратного ста.
1.2.1.6Коди передач редуктора
Код передачівідповідає прийнятому в програмі комп'ютера позначенню:
прямозубапередача 1;
косозуба передача 2;
шевронна передача 3.
Приклад: Редукторза схемою 21, перший щабель (швидкохідна передача) шевронний, другий щабель(тихохідний щабель) косозуба. У табл. 1.1. записуємо, відповідно 3 і 2.
1.2.1.7Код схеми редуктора
Код схеми редукторавказується в завданні на РГР. Відповідно до приклада (див. 1.2.1.6) заносимо,21.
1.2.2Привод лебідки
Схеми лебідокможуть бути різними й відрізняються кількістю канатних барабанів (один абодва), а також наявністю або відсутністю відкритих (ой) зубчастих передач.
Більшість лебідокне мають відкритих передач і містять один канатний барабан (схеми 91 і 92),однак, для роботи зі здвоєними поліспастами застосують і вищевказанимиконструкції (схеми 93 і 94). Відзначимо, що в лебідок із двома барабанами заданезусилля в канаті FК розподіляється нарівно на кожний барабанлебідки.
1.2.2.1Діаметр вантажного каната
Діаметр канатавизначається виходячи з умови міцності з урахуванням коефіцієнта безпеки S,установлюваного для кожної категорії режиму (ДЕРЖСТАНДАРТ 2135487) по нормахГОСГОРТЕХНадзора. Вибір коефіцієнта S у рамках курсового проекту можебути виконаний з використанням табл. 1.3.
Таблиця1.3Призначення 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 канатаздійснюється по величині навантаження:
F = S × Fк
З умови: F£ [F], де [F] граничнезусилля, що вказується в таблиці стандартів для канатів ДЕРЖСТАНДАРТ 3062 69,2688 69, 3081 69, і називане: розрахункове розривне зусилля, що залежить віддіаметра каната dк і межі тимчасового опору sВ (рекомендується sВ = 1800…2000Мпа).
Конструкціїканатів повинні відповідати Дст: 3067 74, 2688 69 або 3081 69.
У спрощенихрозрахунках для легені (4) і середніх (2 і 3) режимів діаметр каната dкможна визначити по формулі
/>, мм
і округлити дозначення, кратного 0,1 мм.
1.2.2.2Діаметр барабана
Діаметрвантажного барабана лебідки (мм) попередньо призначаємо з умови:
D¢ ³ dк (e1),
де е коефіцієнтдіаметра барабана, обираний відповідно до норм ГОСГОРТЕХНадзора по табл. 1.4.
Таблиця1.4Тип 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 значенняD¢ округляється в більшу сторону до розміру Dб,кратного десяти.
1.2.2.3Частота обертання барабана
Частота обертаннябарабана (хв1) обчислюється по формулі:
/>.
1.2.2.4 Передатневідношення привода.
Вибір електродвигуна
Передатневідношення привода визначається з умови
iпр = uоп × i = nэд/ nб ,
де uоппередаточне число відкритої передачі, прийняте в межах 3...6.…6 У схемах безвідкритої передачі uоп = 1.
Відповідно допередатних відносин, що рекомендуються для циліндричних двоступінчастихредукторів, (див. п.1.2.1.2) одержуємо діапазон значень i = 30…180, щоможе викликати необхідність застосування електродвигунів з високою номінальноючастотою обертання.
Потужністьдвигуна Pэд зв'язана (з урахуванням перевантаження) з потребноїпотужністю P співвідношенням
Pэд ³ 0,88 P,
де P потужністьпривода, обумовлена по формулі:
/>,
V швидкість набігання канатана барабан, м/с;
Fк зусилля в канаті, Н.
Значення втратпотужності враховується КПД, що розраховується по універсальній формулі:
/>,
де hоп КПД відкритої передачі, прийнятийрівним 0,94...0…0,96;
hбар КПД барабана, що враховуєвтрати за рахунок внутрішнього тертя в канаті й тертя каната в контакті збарабаном. Звичайно,
hбар = 0,85...0…0,95;
/>КПД двоступінчастогоредуктора.
Значенняhп, hм, hупл і hмВ наведені вище (див. п. 1.2.1.2).
При відсутності вприводі відкритої передачі добуток
(hоп × hп) = 1.
Електродвигунпривода підбираємо по каталозі з використанням даних, що зводяться в табл. 1.5(наведений приклад заповнення для привода й P = 6,1 кВт).
Таблиця1.5Варіант
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 подальшоїрозробки необхідно виконати ескіз обраного електродвигуна.
1.2.2.5Момент на барабані лебідки
Обертаючий моментна барабані лебідки, Н(м
Тбар = Fк × Dб / 2000.
1.2.2.6Момент на зубчастому колесі тихохідної передачі
Момент на колесітихохідної передачі Т2Т редуктори, Н×м
/>.
1.2.2.7контактні напруги, Що Допускаються
Контактнінапруги, що допускаються, для швидкохідної [(Н]Б итихохідної [(Н]Т передач попередньо призначаємо порекомендаціях п. 1.2.1.3, з урахуванням особливостей заданої схеми редуктора.
1.2.2.8Коефіцієнти відносної ширини коліс
Відносна шириназубчастих вінців коліс для швидкохідної ybaБ и тихохідної ybaТ передач редуктора призначаємовідповідно до п.1.2.1.4.
1.2.2.9Еквівалентний час роботи
Еквівалентний часроботи Lhe, коди передач і схеми редуктора наведені в п.п.1.2.1.5, 1.2.1.6 і 1.2.1.7.
Отриманаінформація заноситься в таблицю за формою табл. 1.1.
1.2.3Приводи конвеєрів
Конвеєривідносять до числа машин безперервного транспорту. Привод конвеєрівздійснюється від електродвигуна безпосередньо через муфту або через додатковуремінну або ланцюгову передачу й редуктор на вал привода конвеєра(транспортера) за допомогою муфти або за допомогою відкритої ланцюгової абозубчастої передачі. Як тяговий орган використовують конвеєрні еластичні стрічкиабо тягові ланцюги, відповідно, на вал привода встановлюють барабан або однуабо дві зірочки. Кожний з розглянутих варіантів має особливості, розглянутінижче.
Для всіхкінематичних схем у задані на проектування втримуються значення робочогозусилля F (Н) і швидкість руху тягового органа V (м/с).
1.2.3.1Основні параметри приводів стрічкових конвеєрів
Ширина стрічки(мм) приймається за умовою
B ≥ 100 + 0,07 F
і округляється вбільшу сторону по ряду 300, 400, 500, 650, 800, 1000 мм.
Число несучихшарів (прокладок) iлприймають із умови міцностістрічки:
iл > 1,1 F / (B ×[k]),
де [k] допускнезусилля на 1 мм ширини одного шару стрічки. Звичайно [k] = 5 Н/мм.
Однак,номенклатура стрічок обмежена й уточнити параметри стрічки необхідно відповіднодо табл. 1.6.
Таблиця1.6
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
Попередньодіаметр барабана (мм) визначається по формулі:
/> ³ 150 × i
і округляється дозначення Dб, кратного десяти.
Ширина барабана Lпризначається з умови
L = (1...2…2)Dб.
Обертаючий моментна барабані привода (Н(м) визначається по формулі:
T = F×Dб / 2000.
Частота обертаннябарабана (вала транспортера), хв1:
/>.
Потужність,необхідна для привода, наведена до вала барабана (кВт) з урахуваннямдеформаційних втрат і опору підшипників
/>,
приймають hб = 0,90...0…0,95і hп = 0,99.
1.2.3.2Основні параметри приводів ланцюгових конвеєрів
Тягові ланцюги,застосовувані в ланцюгових конвеєрах, характеризуються допускається навантаженнямщо М, [F] і кроком Pt, прийнятим з ряду: 100, 125,160, 200 мм.
Число зубівзірочки конвеєра призначають z = 8 або 10. Ділильний діаметр D пов'язанийіз числом зубівнаступною залежністю:
/>.
Перевіркаміцності ланцюгів із зазначеними вище кроками (наприклад, за ДСТ 588 74, тяговіпластинчасті ланцюги) проводиться за умовою K × F £ [F], однак, головноюумовою працездатності ланцюга є зносостійкість. Дані для деяких ланцюгів подопускному зусиллю (руйнівному навантаженню) наведені в табл. 1.7.
Таблиця1.7Позначення 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
Коефіцієнтперевантаження K, що враховує зовнішнє динамічне навантаження приймають K= 2,5.
Для приводів, щомають дві зірочки задане значення навантаження F для кожного ланцюгаприймається
Fц = 0,5 F.
Обертаючиймомент, наведений до вала привода з розміщеними на ньому зірочками (зірочкою)(Н(м) знаходимо по формулі:
T = F×D / 2000,
а частотаобертання зірочки (вала транспортера) (хв1)
/>.
Потужність,наведена до вала привода PВТ із урахуванням втрат у контактізірочок і шарнірів ланцюга, тертя в її шарнірах і втрат у підшипниках, кВт
/>,
приймають hзв = 0,96...0…0,98КПД зірочкиланцюгової частини привода.
1.2.3.3Передатне відношення привода конвеєра
Для стрічкових іланцюгових конвеєрів можна використовувати загальний підхід для визначенняпередатного відношення привода виходячи з його кінематичних і енергетичниххарактеристик.
У загальному видісправедлива залежність
iпр = iоп × iред = nэд/ n.
Для відкритихпередач (зубчастих, ланцюговий або ремінний) значення iоп приблизнооднакові й перебувають у межах iоп = 1,5...4.…4 Більшізначення для зубчастої передачі.
Електродвигунпривода вибирається за значенням потужності, необхідної для роботи, причомуперевантаження двигуна не рекомендується, оскільки для конвеєрів характернийрежим, близький до постійного (режими 0 або 1 за ДСТ 21354 87). Споживанапотужність на валу електродвигуна визначається умовою:
/>, (кВт).
Значення КПД длявсіх відкритих передач можна призначити
hоп = 0,94……0,95, а для муфт, конструкціяяких на стадії попередніх розрахунків не відома, приймають hм = 1.
Коефіцієнткорисної дії редуктора hред визначається по формулі в п.1.2.2.4.
Електродвигунвибирають по каталозі виходячи з необхідної потужності P, дотримуючиумови Pэд ³ P. Остаточно двигун приймаютьіз обліком оптимального для конкретної кінематичної схеми редуктора, заданоїстудентові, значення iред (див. п. 1.2.1.1), для чоговикористовується таблиця за формою табл. 1.8, приклад заповнення якої длявипадку ланцюгового конвеєра при значенні потужності P = 7,2 кВт ічастоти обертання n = 26,3 хв1 (задано V = 0,8м/с; прийнято: крок ланцюга Pt = 180 мм, z = 10, відкрита передача зубчаста, iоп = 3,5), наведений нижче.
Аналізрезультатів розрахунків у табл. 1.8. указує на можливість використання 3говаріанти.
Таблиця1.8Варіант
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
1.2.3.4Момент на колесі тихохідної передачі редуктора
Можливі дваваріанти визначення моменту Т2Т на колесі тихохідної передачіредуктора.
Варіант 1. Відкрита ланцюгова абозубчаста передача встановлена між валом транспортера й редуктором. У цьомувипадку (hоп наведене в п. 1.2.3.3)
/>.
Варіант 2. Відкрита передачавстановлена між електродвигуном і редуктором, при цьому
/>.
Значення hоп, hм і hп наведені в п.п. 1.2.1.1 і 1.2.1.2.
Отримані величиниокругляються до цілого числа й вносяться в табл. 1.1.
1.2.3.5Частота обертання швидкохідного вала редуктора
Частота обертанняn визначається залежно від кінематичної схеми привода в наступномупорядку для випадків:
1) відкритапередача встановлена між валом транспортера й редуктором
n = nэд
і приймаєтьсявідповідно до табл. 1.8;
2) відкритапередача розміщена між валом електродвигуна й швидкохідним валом редуктора, точастота обертання останнього визначається зі співвідношення
n = nэд / iоп.
Прийняті значенняn заносяться в табл. 1.1.
1.2.3.6Еквівалентний час роботи привода конвеєра
Еквівалентний часLhe привода призначається залежно від режиму роботи йзаданого терміну служби Lh (година). Можливе завдання термінуслужби у вигляді Lгод у літах. При цьому необхіднопідрахувати Lh по формулі:
Lh = L×365×Kгод×24×Kсут ,
де Lгодтермін служби в літах (звичайно Lгод = 10...15…15 років);
Kгод коефіцієнт використанняпривода в плині року (для типових умов Kгод = 1);
Kсут коефіцієнт використанняпривода в плині доби (при двозмінній роботі Kсут = 0,67).
Остаточно Lheвизначиться по формулі:
Lhe = Lh × mH
і округляється дозначення, кратного 100.
Коефіцієнт mH приймається залежно відкатегорії режиму. При постійному режимі mH = 1, при важкому режимі mH = 0,5. В інших випадкахвикористовуються дані табл. 8.10 [2].
Прийняте значенняLhe заноситься в табл. 1.1.
1.2.3.7 контактні напруги, що допускаються, і коефіцієнти ширини зубчастих вінців
Для швидкохідноїй тихохідної передач значення [sH]Б, [sH]Т, а також yba Б и yba Т призначаються порекомендаціях п. 1.2.1.3 і 1.2.1.4 і заносяться в табл. 1.1.
1.2.3.8Коди зубчастих передач і редуктора
Коди зубчастихпередач 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 Вибіроптимального варіанта компонування редуктора
1.3.1 Ідентифікаторипрограми REDUCE
Читання роздруківки
У процесі роботипрограми REDUCE по даним уведеним по табл. 1.1 чисельних значеннях параметрівпривласнюються ідентифікатори, наведені нижче. У верхній частині втримуютьсявихідні дані для розрахунків, записані в три рядки й кілька стовпців. Показані:
- позначеннягрупи, прізвище студента, позначення схеми редуктора;
- MOM момент на колесі тихохідноїпередачі T2Т, Н×м;
- I передатне відношенняредуктора, i;
- SIG1 і SIG2 попередньопризначені значення контактних напруг, що допускаються, для швидкохідної йтихохідної передач редуктора, відповідно, [(H]Б и [(H]Т,Мпа;
- PSI1 і PSI2 коефіцієнтиширини зубчастих коліс для швидкохідної й тихохідної передач, відповідно, yba Б и yba Т ;
- L1 і L2 коди зубчастихшвидкохідної й тихохідної передач (нагадуємо: 1 прямозуба, 2 косозуба, 3 шевроннапередача);
- CH частота обертанняшвидкохідного вала редуктора хв1, позначуване як n;
- TE еквівалентний час роботи Lhe, година.
Нижчепредставлені варіанти розрахунків, згруповані у файли, що містять:
· рядка ідентифікаторів, уяких:
- AW міжосьові відстані передач aw Би aw Т, мм;
- B ширина вінця зубчастогоколеса швидкохідної й тихохідної передач, bw Би bw Т, мм. Увага! Для шевронних передачзазначена сумарна ширина коліс двох напівшевронів;
- Z1 і Z2 числа зубівшестірні z1 і колеса z2 відповідні передачі;
- U передаточне число зубчастоїпари для швидкохідної uБ і тихохідної uТпередач;
- MOD модуль зачеплення (мм) дляобох передач, mБ і mТ;
- D1 і D2 початкові (абоділильні) діаметри шестірень і коліс, d1, d2або dw1 і dw2 (мм) відповідноуточнюються при наявності в роздруківці коефіцієнтів зсуву X, відміннихвід нуля;
- X сумарні коефіцієнти зсувудля обох передач;
- BETA кути нахилу зубів (град) наділильному діаметрі шестірні й колеса, bБ и bТ.
Нижче наведенізначення необхідної динамічної вантажопідйомності C, кН для підшипниківвалів редуктора у двох колонках: ліва містить значення C для кульковихрадіальних, права для конічних радіально упорних підшипників: ВАЛ1 швидкохідноговала;
ВАЛ2 проміжнівали;
ВАЛ3 тихохіднівали.
1.3.2 Обробкарезультатів розрахунку на компьютері
Оптимізація за критеріямимінімального обсягу й маси зубчастих коліс
Для редукторів,виконаних за розгорнутою схемою (схема 20, 21 і 22) вид зубчастих передачзображують у двох проекціях.
На мал. 1.1.наведені основні розміри зубчастих передач редуктора за схемою 21 із шевронноюшвидкохідною передачею й виділені розміри A, B і L,обумовлені для кожного з, що втримуються в роздруківці варіанта по наступнихформулах:
A = da2 max;
B = bw Б+ bw Т + 3×a;
L = 0,5×(da2 Б+ da2 Т) + aw Б+ aw Т + (3...4…4)×a;
b0=(3...4…4)×a,
де da2 maxнайбільша із двох величин da2 Б або da2 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 24прийняте співвісне розташування швидкохідного й тихохідного валів і зображенняприймає інший вид, наведений на мал. 1.2.
У цьому випадку,розміри, що визначають характеристики, знаходимо по формулах:
A = da2 max;
B = bw Б+ bw Т + 2×a + (0,45...0…0,55)×aw;
L=aw+0,5×(da2Б+ da2 Т).
/>
Мал.1.1
З умовиоптимізації коефіцієнта перекриття eb » 1,1……1,2ширину колеса швидкохідногощабля bw Б необхідно попередньо уточнити поформулі:
bw Б = eb×p×m / sinb.
Порівнянняваріантів рекомендується робити по діаграмі, що будується в наступному порядку.
/>
Мал.1.2.
Обсяг корпусаредуктора, що визначає масу редуктора, можна оцінити по формулі:
V = A×B×L.
Масу заготівельдля зубчастих коліс, що характеризує витрати на матеріали, обчислюється поформулі:
/>.
де /> коефіцієнтпропорційності, для сталевих зубчастих коліс можна прийняти рівним 6,12, кг/дм3.Якщо при розрахунках V і m розміри коліс виражати в дм, тодіобсяг виразиться в літрах, а маса в кг.
Діаграма, щопоказує зміну маси й обсягу залежно від розглянутого варіанта, представлена намал. 1.3.
/>
Мал.1.3.
1.3.3 Оцінкаумов змащення й вибір способу змащення передач редуктора
Двоступінчастіредуктори звичайно змазуються картерним способом, при цьому в корпус редукторазаливається масло, що при експлуатації привода періодично заміняється. Такийспосіб рекомендується при окружних швидкостях коліс до 5 м/с і контактнихнапругах sH £ 1000 МПа. Більшість проектованих студентів редукторіввідповідає цим умовам.
Обраний варіантповинен відповідати умові змащення зубчастих коліс передач редуктора.Оптимальним уважається випадок, коли колесо швидкохідної передачі редуктора приокружній швидкості
Vокр = 0,3...12…12,5м/із зануренов масляну ванну на глибину (2……2,5)×m… При цьому колесо тихохідноїпередачі поринає в масло не більш, ніж на 0,3×da2 Т. Уважають, однак, що приокружній швидкості Vокр Т ³ 1 м/с у масло можназанурювати тільки тихохідне колесо, при цьому змащення швидкохідної передачі йпідшипників надійно забезпечується за рахунок розбризкування масла.
У редукторах,виконаних за співвісною схемою, у масло занурюють обоє зубчастого колесаприблизно на однакову глибину.
На мал. 1.1 і 1.2відзначений рівень масла, що відповідає вищенаведеним вимогам, якщо обсяг маслаVм у корпусі не суперечить умові
Vм = (0,25...0…0,5)×Р, (л)
1.3.4 Графічнеоформлення результатів по оптимальному варіанті
Перший етап компонування
Зображення, щовідповідає першому етапу компонування, на міліметровому папері в масштабі 1:1.Бажано кожну проекцію представити на окремому аркуші формату А1 з урахуваннямподальшого пророблення конструкції редуктора.
1.3.5 Геометричнийрозрахунок передач редуктора
Геометричнийрозрахунок виконується в мінімальному обсязі. Визначенню підлягають: ділильні d1і d2 і початкові dw1 і dw2діаметри коліс; коефіцієнти зсуву X1 і X2;діаметри окружностей вершин da1 і da2;кут зачеплення aw; коефіцієнт торцевого перекриття ea; коефіцієнт осьовогоперекриття eb для косозубих коліс. Всі колеса нарізанірейковим інструментом з вихідним контуром за ДСТ 1375581 з параметрами: кутпрофілю a = 20°; коефіцієнтом головки (ніжки) зуба />; коефіцієнт радіального зазору з*= 0,25.
1.3.5.1Прямозубі передачі
Коефіцієнти зсувуколіс визначаємо по контурах, що блокують, [9], використовуючи лінію 15 лініювирівняних питомих ковзань. Сумарний коефіцієнт зсуву X = X1+ X2 = Xå заданий у роздруківці. Далі:
кут зачеплення
/>;
ділильні діаметриприводяться в роздруківці. Проте:
/>
діаметри вершин:
/>
діаметри западин:
/>
/>
початковідіаметри:
/>
коефіцієнтперекриття:
/>
де /> для кожного зколіс.
1.3.6.2Косозубі передачі
Розрахунокосновних розмірів проводять по формулах п. 1.3.6.1., за винятком діаметрів d1і d2 . Приймають:
/>
Далі розміри da1, da2, df1 і df2обчислюють у функції ділильних діаметрів d1 і d2.
Коефіцієнт торцевогоперекриття для косозубих передач:
/>.
Коефіцієнтосьового перекриття:
/>.
Сумарнийкоефіцієнт перекриття:
/>.
1.4Конструювання валів редуктора привода
Проектнийрозрахунок валів носить орієнтовний характер і має на меті визначити основнірозміри й форму вала, пов'язані з навантаженнями й призначенням його основнихелементів. У даній роботі використаний метод, викладених в [3] з деякимиуточненнями, адаптований до конструкції редуктора у відповідності зі схемою намал. 1.1 (схема 21) із шевронною швидкохідною передачею.
Конструкціїшвидкохідного, проміжного й тихохідного валів наведені на мал. 1.4.
Діаметри діляноквалів можна визначити по формулах:
для швидкохідноговала,
/>, мм;
/>
Мал.1.4.
Отриманий розмірпогодити з діаметром вала електродвигуна d1 .
для проміжноговала діаметр у місці установки зубчастих коліс,
/>, мм;
для тихохідноговала,
/>, мм.
Отриманийрезультат погодити зі стандартним рядом чисел.
Для інших діляноквалів діаметри визначаються по формулах, що має рекомендаційний характер,оскільки результати, одержувані при їхньому використанні, можуть ввійти всуперечність із вимогами, пропонованими до конкретного вала.
Для швидкохідногой тихохідного валів можна приймати:
діаметр цапфивала під підшипником:
dП = d + 2 × tцил
або
dП = d + 2 × tкон.
Отримані значенняварто округлити до кратного п'яти відповідно до діаметрів внутрішніх коліспідшипників кочення;
діаметр буртикадля упору кільця підшипника:
dБП = dП + 3 × r;
діаметр шийкивала в місці установки зубчастих коліс:
dК ³ dБП .
Для проміжноговала:
dП = dК 3 × r або dП£ dК ,
з метоюуніфікації бажано для швидкохідного й проміжного валів прийняти однаковізначення dП;
dБК = dК + 3 × f;
dБП = dП + 3 × r £ dК .
Значенняперехідних радіусів, заплічок і фасок наведені в табл. 1.9.
Розмірихвостовиків швидкохідного й тихохідного валів визначаються залежно відприйнятої конструкції кришок підшипників і після розрахунків по нижчеподанихформулах підлягають уточненню на подальших етапах проектування.
Таблиця1.9
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
Довжинапосадкової ділянки швидкохідного й тихохідного валів:
LМБ = LМТ = 1,5 × d.
Довжина проміжноїділянки швидкохідного вала:
LКБ = (1...1…1,4)×dП.
Довжина проміжноїділянки тихохідного вала:
LКТ = (0,8...1…1,2)×dП.
Зовнішнєрізьблення хвостовика швидкохідного або тихохідного вала має діаметр (погодитизі стандартом ДЕРЖСТАНДАРТ 915059)
dР » 0,9 [d 0,1 × LМБ].
Довжина різьбовоїділянки:
LР » (1,0...1…1,2)×dР.
Діаметр внутрішньогорізьблення для тихохідного вала (погодити зі стандартом)
dР » 0,6 × d.
1.5Вибір підшипників кочення для валів редуктора
Підшипникикочення в значній мірі визначають ресурс редуктора, оскільки ресурс підшипниківобмежений, тоді, як ресурс зубчастих передач може бути необмежено більшим.
З економічнихміркувань і з особливостей технології складання краще застосування кульковиходнорядних підшипників легкої серії ДЕРЖСТАНДАРТ 833875. У випадку, якщо наінших етапах проектування з'ясується їхня недостатня вантажопідйомність, можназастосувати підшипники інших типів.
Підборпідшипників здійснюється по діаметрі внутрішнього кільця, що відповідаєприйнятому раніше (п. 1.4) діаметру dП. Необхідно по таблицяхкаталогу визначити характеристики підшипників динамічну вантажопідйомність ІЗ,статичну вантажопідйомність ІЗ0, розміри підшипника d,D і bП, також інші параметри.
Для підшипниківтихохідного вала перевірити виконання умови:
З ³ [З],
де [З] необхіднадинамічна вантажопідйомність, що втримується в роздруківці (див. п. 1.3.1).
Для проміжноговала (мал. 1.4) необхідно визначити координати середніх площин підшипників ізубчастих коліс.
У нашім випадку(редуктор за схемою 21) ці координати відповідають розмірам c і e,обумовленим графічно або розраховував по формулах:
/>
1.6Кінематичний розрахунок редуктора
Частоти обертаннявалів і зубчастих коліс визначаються в такий спосіб:
частотаобертання швидкохідного вала з попереднього розрахунку й зазначена вроздруківці (див. CH), приймаємо
n1 = n1Б = (CH),хв1;
частота обертанняпроміжного вала
n1Т = n2Б = n1Б/ uБ ,
де uБприйняте значення передаточного числа для швидкохідної передачі (див. п.1.3.1);
частотаобертання тихохідного вала
n2Т = n1Б / (uБ× uТ).
Окружна швидкістьу зачепленні швидкохідної передачі
V = p × dw1Б× n1 / (6×104), м/с.
Окружна швидкістьу зачепленні тихохідної передачі
V = p × dw1Т× n1Т / (6×104), м/с.
1.7Статичне дослідження редуктора
Метою статичногодослідження є визначення обертаючих моментів на валах і колесах редуктора йзначень тридцятимільйонних повних зусиль у зачепленнях для кожної передачі.Розглядається випадок редуктора із шевронної швидкохідної й косозубоїтихохідної передачами.
Схемапредставлена на мал. 1.5.
1.7.1Моменти на валах і колесах редуктора
Момент нахвостовику швидкохідного вала, Н м
/>.
Момент нашестірні напівшеврона (тільки для схеми 21) швидкохідної передачі
/>.
Момент на колесінапівшеврона швидкохідної передачі, що має ширину зубчастого вінця />, зазначену вроздруківці
/>.
Момент нашестірні тихохідної передачі редуктора
/>.
У цих формулахвикористовуються значення КПД, прийняті в п. 1.2.1.
1.7.2 Тридцятилітніповного зусилля в зачепленнях швидкохідної й тихохідної передач
Окружна сила нашестірні швидкохідної передачі, Н,
/>.
Радіальна сила нашестірні швидкохідної передачі
/>,
де b кут нахилу зубів (зазначенийу роздруківці); aw кут зачеплення, певний у п. 1.3.6.
Осьова сила нашестірні швидкохідної передачі
/>.
Зусилля, що діютьна колесо швидкохідної передачі:
/>;
/>;
/>.
Окружна,радіальна й осьова сили на шестірні тихохідної передачі:
/>.
/>,
/>.
Зусилля, що діютьна колесо тихохідної передачі:
/>;
/>;
/>.
1.8 Розрахунокна міцність зубчастих передач редуктора
При виконанні РГРстудент, за вказівкою викладача, виконує перевірочний розрахунок однієї зпередач редуктора тихохідної або швидкохідної. Індекси Т (тихохідна) або Б(швидкохідна) надалі не використовуються.
1.8.1 Матеріали,термічна й химікотермична обробка зубчастих коліс
Зубчасті колесаредукторів виготовляють зі сталей із твердістю H £ 350 HB або H > 350 HB. У першомувипадку заготівлі для коліс піддають нормалізації або поліпшенню, у другому послунарізування зубів різним видам термічної й химикотермичної обробки: об'ємномузагартуванню, поверхневому загартуванню ТВЧ, цементації, азотуванню й т.д., щозабезпечує високу твердість поверхні зуба. Відносно низька твердість
H
Зубчасті колеса знизькою твердістю добре працює, особливо, якщо зуби шестірні мають твердістьбільше, ніж у коліс на (80...200) HB. У косозубих коліс перепад твердості вище.Гарні результати забезпечує загартування ТВЧ зубів шестірень із HRC 45...55 іколіс до 280...350 HB.
При виборіматеріалів необхідно керуватися інформацією, зазначеної в табл. 1.10 і прагнутидо одержання напруг, що допускаються, можливо близьких до них величин [(H]Би [(H]Т.
Таблиця1.10Термообробка або хім.терм.обробка
Марки стали
ДЕРЖСТАНДАРТ 454381
sH0, МПа
sF0, 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
1.8.2Контактні напруги, що допускаються
Контактнінапруги, що допускаються, для передачі визначають по формулі
[sH] = 0,5([sH]1 + [sH]2) £ 1,25 [sH]min, МПа,
де [sH]min менше із двох(звичайно [sH]2).
Контактнінапруги, що допускаються, для шестірні [(H]1 абоколеса [(H]2 (індекс 2 зазначений у дужках)
/>, МПа,
де SHкоефіцієнт безпеки (табл. 1.10); sH0межа контактної витривалості. Длянайбільш застосовуваних матеріалів і термообробки показаний у табл. 1.10; ZNкоефіцієнт, що враховує термін служби (ресурс) і режим роботи, обумовлений зумови для шестірні або колеса (індекс опущений):
/>,
де NH0базове число циклів зміни напруг, обумовлене за графіком (мал. 8.40, [2]) абопо формулі
NH0= 30×HB2,4 £ 12×107;
NHE еквівалентне число циклів,що відповідає
NHE = NH × KHE = 60 × nw × n × Lh × mH ,
де nwчисло зачеплень, у яке входить шестірня або колесо за один оберт, у нашімвипадку nw = 1; n відповідна частота обертання, хв1;Lh ресурс привода, година; mH коефіцієнт режиму,обумовлена по табл. 8.10 [2] залежно від категорії режиму.
1.8.3Напруги вигину, що допускаються
Напруги вигину,що допускаються, визначаються для шестірні [(F]1 іколеса [(F]2 окремо по формулі (індекси опущені):
/>,
де sF0межа витривалості, обумовлений потабл. 1.10; SF коефіцієнт безпеки, наведений у табл. 1.10; YАкоефіцієнт, що враховує вплив двостороннього додатка навантаження. У нашімвипадку, YА = 1; YN коефіцієнт, що враховуєтермін служби передачі й змінність режиму навантаження, що розраховується поформулі:
/> (1 £ YN
де NF0базове число циклів. Для всіх сталей NF0= 4×106; NFEеквівалентне число циклів:
NFE = NF × mF = 60 × nw × n × Lh × mF ,
де nwчисло зачеплень, у яке входить шестірня або колесо за один оберт, у нашімвипадку nw = 1; n відповідна частота обертання, хв1.
YR коефіцієнт, що враховуєшорсткість перехідної кривої. YR = 1 при шорсткості RZ£ 40 напівтемний.
1.8.4Контактні напруги в зачепленні передачі
Контактна напругав зачепленні визначається по формулі, використовуваної для прямозубої йкосозубої передачі
/>, МПа
Для прямозубоїпередачі приймають ZHb = 1, підставляючи наступнізначення параметрів:
Eпр наведений модуль пружності. Длясталевих коліс і шестірень
Епр = 0,215×106 МПа;
Т1 момент на шестірні передачі, Н×м. Для тихохідної передачі Т1(Т),для швидкохідної Т1(Б);
dw1 початковий діаметр шестірні, мм;
bw ширина зубчастого вінцяколеса, мм;
aw кут зачеплення, обумовленийпо п. 1.3.6;
u передаточне число передачі, u= z2 / z1 .
При розрахункукосозубої передачі коефіцієнт ZHb визначається по формулі:
/>,
де KHa коефіцієнт, що враховуєрозподіл навантаження між зубами, що залежить від ступеня точності (у нашімвипадку 8 або 7) і окружної швидкості (див. п. 1.6) і обумовлений по табл. 8.7,[2]; ea коефіцієнт торцевого перекриття (див. п. 1.3.6); b кут нахилу зубів наділильному діаметрі.
Коефіцієнтнавантаження KH представляється у вигляді
KH = KHa × KHb × KHV ,
де KHb коефіцієнт, що враховуєрозподіл навантаження по ширині вінця, перебуває по графіках на мал. 8.15, [2],залежно від схеми редуктора, від параметра ybd = bw / dw1і від сполучення твердості зубів шестірні й колеса; KHV 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].
1.8.5Напруги вигину в зубах шестірні й колеса
Напруги вигину впідставі зубів прямозубі шестірні sF1 і колесі sF2 визначають по формулах:
sF1 = YF1 × Ft × KF / (bw× m), МПа;
sF2 = sF1 × YF2/ YF1, МПа,
де YF1і YF2 коефіцієнти, що враховують форму зубів,відповідно, шестірні й колеса, призначувані за графіком мал. 8.20, [2] залежновід числа зубів z і коефіцієнта зсуву X; Ft окружнасила в зачепленні, Н (див. п. 1.7.2); bw ширина зубчастоговінця, мм; m модуль зачеплення, мм.
Напруги впідставі зубів косозубих коліс визначаються по формулах:
для шестірні:
sF1 = YF1 × ZFb × Ft × KF / (bw× m), МПа,
де ZFb коефіцієнт, що обчислюєтьсяпо формулі
ZFb = KFa × Yb / ea
KFa коефіцієнт, що враховуєрозподіл навантаження між зубами (див. табл. 8.7, [2]);
Yb ураховує роботу зуба якпластини (а не балки) і визначається рівністю
Yb = 1 b° / 140°;
для колеса:
sF2 = sF1 × YF2 / YF1,МПа.
Значення YF1і YF2 призначають за графіком мал. 8.20 [2]залежно від умовних чисел зубів шестірні zV1 = z1/ cos3b і колеса
zV2 = z2 / cos3b.
1.8.6Висновок про працездатність передачі
Передачавважається працездатної, якщо виконуються умови:
1) контактнавитривалість поверхонь зубів,
sH £ [sH] ;
2) витривалістьзубів шестірні,
sF1 £ [sF]1 ;
3) витривалістьзубів колеса,
sF2 £ [sF]2 .
2. ДРУГИЙ ЕТАП ЕСКІЗНОГО ПРОЕКТУ. РОЗРАХУНКИПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ РЕДУКТОРА
Для виконаннярозрахунків підшипників кочення використовується інформація з розділів 1.4, 1.6і 1.7.
2.1 Визначенняресурсу підшипників проміжного вала редуктора
Розрахунковасхема проміжного вала розглядається у двох площинах площини XY і XZ іпредставлена на мал. 2.1.
/>
Мал.2.1
Для визначенняп'яти опорних реакцій в опорах 3 і 4 (відповідно опори швидкохідного валапозначені 1 і 2, а опори тихохідного 5 і 6) використовуються рівняння статики.Координати e і c знайдені по мал. 1.4 розділу 1.4.
Навантаження напідшипник визначаються геометричним підсумовуванням опорних реакцій поформулах:
опора 3 плаваючанавантажена радіальним навантаженням
/>, Н;
опора 4 фіксовананавантажена радіальним і осьовим навантаженнями
/>, Н;
Fa = R4X .
Помітимо, що призміні знака обертаючого моменту напрямок сили Fa1(Т)міняється на протилежне й ситуація міняється.
Діаметр dПцапфи вала знайдений раніше (див. п.1.4), це дає можливість попередньопідібрати підшипники для розглянутих опор. Починають підбор з підшипниківкулькових однорядних легкої серії.
Приклад. dП= 25 мм, що відповідає підшипнику № 205, з розмірами D = 52 мм, d = 25 мм, bП = 15 мм, динамічна вантажопідйомність ІЗ = 14000Н, статична вантажопідйомність ІЗ0= 6950 Н.
Ресурс підшипникаLh визначається з рівності:
/>, година,
де a1,a2 коефіцієнти, що враховують властивості матеріалів кілець ітіл кочення й імовірність безвідмовної роботи, обумовлені по табл. 16.3 [2]. Упроектних розрахунках можна приймати a1 × a2 = 1; a показник ступеня кривоїутоми. Для кулькових підшипників a = 3, для роликових a = 3,33; n частотаобертання, у нашім випадку n = n2Б = n1Т;P еквівалентне навантаження, обумовлене рівнянням:
Pr = (X × V × Fr + Y× Fa) × Kд × Kt,
розв'язуваним іззалученням таблиць із каталогів і довідників (наприклад, табл. 16.5 [2]).
Порядоквизначення P наступний. Спочатку визначається (вибирається) типпідшипника, наприклад, радіальний кульковий однорядний і обчислюєтьсявідношення Fa / C0, і перебуває значенняпараметра осьового навантаження e. Потім, обчислюється величина Fa/ (V × Fr), що рівняється з параметром e.При цьому можливі три варіанти:
1, Fa / (V × Fr) e;
2, Fa / (V × Fr) = e;
3, Fa / (V × Fr) > e.
Кожному із цихваріантів відповідають певні значення коефіцієнта радіальної X і осьовийY навантажень.
Коефіцієнт Vу формулі залежить від виду навантаженняйого коліс. У нашім випадку внутрішнєкільце підшипника обертається разом з валом, а зовнішнє нерухомо, тому V= 1, коефіцієнт динамічного навантаження Kд = 1,3 (дляредукторів), а температурний коефіцієнт Kt = 1.
Працездатністьпідшипника вважається забезпеченої з імовірністю безвідмовної роботи 0,9, якщодотримується умова
Lh ³ Lhe,
прийняте по табл.1.1. У противному випадку необхідно використовувати підшипники середньої абоважкої серії або, якщо це не приводить до мети, в опорах установлюють радіальноупорніконічні або кулькові радіальноупорні підшипники.
2.2 Опориз конічними й кульковими радіальноупорними підшипниками
Для проміжнихвалів редукторів із циліндричними зубчастими колесами, в основному,застосовується схема «враспор», показана на мал. 2.2.
/>
Мал.2.2
2.2.1 Радіальноупорніконічні підшипники (тип 7000)
Конічні радіоупорніпідшипники підбираються за ДСТ 33379 виходячи з раніше знайденого діаметра dП. З каталогу перебувають їхні параметри розміри, динамічнувантажопідйомність C і статичну вантажопідйомність C0,а також параметр осьового навантаження є і коефіцієнт осьового навантаження Y.У випадку, якщо в таблицях параметр e не приводиться, його можна обчислити зумови:
e = 1,5 × tga, де a кут контакту (звичайно a = 12...18…18°)
Радіальнінавантаження визначені вище (це Fr3 і Fr4),осьові навантаження визначаються в наступному порядку:
1) складаєтьсярівняння рівноваги, для нашого випадку:
FA + Fa3Fa4 = 0;
2) підраховуютьсязначення власних їх осьових
S3 = 0,83 × e × Fr3;
S4 = 0,83 × e × Fr4;
3) длязабезпечення працездатності підшипника необхідно дотримання умов
Fa3 ³ S3 і Fa4³ S4,
порушення якихприводить до перерозподілу навантаження на тіла кочення на один два ролики й дорізкого скорочення ресурсу підшипника;
4) визначаються Fa3і Fa4, для чого статично невизначене завданнявирішується методом спроб. Спочатку припускають Fa3= S3, при цьому
Fa4 = FA + S3³ S4.
При дотриманніцієї умови призначаємо:
Fa3 = S3 і Fa4= FA + S3.
У противномувипадку приймають:
Fa4 = S4 і Fa3= S4FA.
Еквівалентненавантаження підраховується по формулах:
при Fa/ (V × Fr) £ e,
P = V × Fr × Kд × Kt; (2.1)
при Fa/ (V × Fr) > e,
P = (X × V × Fr + Y× Fa) × Kд × Kt
с підстановкою X= 0,4 і Y, обраного з каталогу.
Далі визначаєтьсяресурс підшипника Lh (див. п. 2.1) і перевіряється умова Lh³ Lhe.
2.2.2Радіоупорні кулькові підшипники (тип 6000)
Алгоритмвизначення осьових сил аналогічний наведеному в п. 2.2.1, однак значенняпараметра осьового навантаження залежить від відношення радіальногонавантаження до осьового Fa/ (V × Fr)нелінійно й значення e визначається по табл. 16.5 [2], по якій можназалежно від співвідношення Fa / (V × Fr) ³ e або в противномувипадку вибрати коефіцієнти X і Y і знайти еквівалентненавантаження по формулам (2.1).
3. ТРЕТІЙ ЕТАП рГР. КОНСТРУЮВАННЯ ОСНОВНИХЗ'ЄДНАНЬ, РОЗРОБКА ЕСКІЗУ КОМПОНУВАННЯ Й ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ РОЗМІРІВ КОРПУСНИХДЕТАЛЕЙ
3.1З'єднання валступица
Передачаобертаючого моменту Т у з'єднаннях зубчастих коліс із валами можуть бутивиконані з використанням шпонок (призматичних ДЕРЖСТАНДАРТ 2336078 і сегментнихДЕРЖСТАНДАРТ 24071 80) або зубчастими з'єднаннями.
3.1.1 З'єднанняпризматичними шпонками
Підбор шпоноквиробляється по таблицях стандартів у функції діаметра вала d, щовизначає ширину шпонки b і висоту h. Приймаючи величину напругзминання, що допускаються, [(див] =…120 Мпа, визначають робочудовжину шпонки (мм) по формулі:
lр ³ 4×T×103 / (d × h × [sдив]).
Повна довжина шпонкипершого виконання (з округленими торцями)
l = lр + b/
Отримане значенняпогодиться зі стандартом (див. табл. 19.11, [3]) і приймається з ряду довжин,зазначеного в цій таблиці. Позначення шпонки, наприклад, для вала d = 48 мм. Шпонка 14(9(63 ДЕРЖСТАНДАРТ 2336078.
3.1.2З'єднання сегментними шпонками
Розміри такихшпонок характеризуються фіксованим значенням її довжини l, тому їхнійрозрахунок можливий тільки у вигляді перевірочного:
sсм = 2 × Т × 103 / (k × l × d) £ [sдив],
де k висотаплощадки контактування шпонки з пазом вала.
3.1.3 З'єднанняпрямобочні зубчасті
Застосовуються увипадку недостатньої навантажувальної здатності шпонками, оскільки виробництвотаких з'єднань малими серіями нерентабельно.
Розрахунки такихз'єднань проводять як у проектному, так і в перевірочному варіантах.
Проектнийрозрахунок зводиться до вибору з'єднання по стандарті (переважно легкої серії)у функції діаметра вала. По таблицях ДЕРЖСТАНДАРТ установлюються: D зовнішнійдіаметр, d внутрішній діаметр, розміри фасок f, число зубів. Призначаєтьсяспосіб центрування. Далі приймаючи допускаються навантаження, що, зминання длянерухливих з'єднань [sдив] по табл. 6.1 [2], визначаємо необхідну довжину з'єднання(мм):
l = 2 × Т × 103 / (z × h × dср × [sдив]),
де dсрсередній діаметр з'єднання, dср = 0,5 × (D + d); hвисота зуба, h = 0,5 × (D d) f (мм).
Перевірочнийрозрахунок проводять у формі:
sсм = 2 × Т × 103 / (z × h × dср × l) £ [sдив].
3.1.4З'єднання зубчасті
Застосовуються, восновному, в авіаційній промисловості із-за високій навантажувальній здатності йгарній пристосованості до умов навзаводи виробництва на універсальномузуборізному встаткуванні.
Параметри модуль m,число зубів z, коефіцієнти зсуву й т.п., визначають у функції діаметра Dз'єднання.
Розрахункипроводять по вищенаведеному методі (див. п. 3.1.3) з наступними особливостями:
середній діаметрвизначається по формулі:
dm = m × z;
висота зуба:
h = 0,8 × m.
3.2Основні розміри корпуса редуктора
Корпусні деталіредукторів загального призначення мають складну форму, при цьому найбільшраціональної є технологія їхнього виготовлення з виливків (частіше із чавунумарки СЧ15) з наступною механічною обробкою. Корпус редуктора, вали якогорозміщені в одній площині, виконують, що складається з підстави корпуса йкришки з розніманням у площині валів.
Конструюваннякорпуса рекомендується починати із його внутрішньої порожнини, використовуючирезультати попередніх розрахунків (див. п.1.3.2) і зображення на мал. 1.1 і1.2, у натуральну величину. При цьому отримані раніше розміри зубчастих коліс,міжосьові відстані, зазори між колесами й корпусними деталями відтворюються беззмін. На цьому зображенні попередньо пророблені (див. п.1.4) конструкції валів(див. мал. 1.4.) з підшипниками й розглядаються можливі варіанти конструкційкришок підшипників фланцевих або зловмисників. Заставні кришки (див. гл. 7 [2])не вимагають додаткових кріплень, що істотно спрощує конструкцію корпуса вцілому. Кришки, через які проходять вали редуктора мають отвори й розточенняпід ущільнювальні манжети, наприклад за ДСТ 875279. Між упорними торцями кришокі зовнішніх кілець підшипників передбачають зазори, у які укладаютьсядистанційні кільця або втулки,, що підбираються звичайно при складанні для установкиоптимальних зазорів у підшипниках.
Ескіз редуктора удвох проекціях показаний на мал. 3.1 (штрихування не показане). Розміри c і eзнайдені раніше (див. п.1.5 і мал. 1.4). Основні розміри, що визначаютьзовнішні обриси корпуса знаходять у функції товщини стінки ( (мм), щообчислюється по формулі
/>.
Ширина фланцярознімання корпуса f, діаметр d різьблення гвинта, що з'єднуєкришку й підставу корпуса, діаметр df фундаментних гвинтів,розмір k відстань від підшипника до торця припливу корпуса й ін.визначаються наближеними рівностями:
f = (2...2…2,5)×d; />;
k=(0,18...0…0,20)×DП ≥ 18 мм; df = 1,25×d;
b = (0,25...0…0,40)×d
Значення,отримані розрахунком по цих формулах, необхідно округлити до цілих значень,бажано по ряду Ra 20, а діаметри різьблення приймають постандарті на метричні різьблення ДЕРЖСТАНДАРТ 872481.
3.3Вибір деталей нарізних сполучень
З'єднання кришкий підстави корпуса може бути виконано різними способами (див. [3, 4 і ін.]). Уваріанті, зображеному на мал. 3.2 (штрихування не показане), використані гвинтиДЕРЖСТАНДАРТ 1173872, головки яких розміщені у відповідних розточеннях кришки корпуса.Координата осі гвинта визначається графічно відповідно до зображення, на якомупоказаний розмір Е, певний, для нашого випадку, на мал. 3.1 графічно аборозрахунком
E = 2×(c + e) bп.
/>
Мал.3.1.а.
/>
Мал.3.1.б.
/>/>
Мал.3.2.
Гвинтирозташовуються симетрично щодо осей валів, по можливості ближче (але не ближче,чим 4...5 мм) до зовнішніх кілець підшипників, інші гвинти (болти, шпильки) приблизнорівномірно по стику кришки й корпуса.
Розмір прорізулюка bл визначається з умови доступності у внутрішнюпорожнину корпуса в різних ситуаціях, при яких розбирання редуктора небажане,наприклад, влучення сторонніх предметів внаслідок необережних дій і т.п., тобтоbл ≥ 150 мм.
3.4Загальні рекомендації до виконання ескізів
У рамках РГРзображення, виконане в масштабі 1:1 на міліметровому або гладкому папері,відповідно до мал. 3.1, досить для подання викладачеві з метою визначенняможливості й доцільності подальшої розробки даного варіанта в рамках курсовогопроекту по дисципліні «Деталі машин і основи конструювання».
Оформленнятекстової документації по РГР повинне містити логічно зв'язаний виклад змістувсіх розрахунків, відповідно до послідовності, представленої в даних методичнихвказівках, відповідно до вимог ЕСКД і стандарту підприємства СТП УГАТУ 00298.Роботу оформляється у вигляді пояснювальної записки на аркушах формату А4.Малюнки й схеми розташовуються по тексту або на окремих аркушах. Послідовність поданняданих заголовний аркуш, титульний аркуш, зміст, введення, основна частина,розбита на розділи з відповідною нумерацією, висновок. Список літературиоформляється відповідно до п. 1.8 СТП УГАТУ 00298.
ВИСНОВОК
У методичнихвказівках рекомендуються алгоритми дій, спрямованих на розробку конструкціїредукторів приводів загального призначення, вантажопідйомних машин і машинбезперервного транспорту. Можливі й інші способи розробки оптимальних по тимабо інших параметрах оптимізації виробів даного класу. Сучасний станрозрахункових методів досить різноманітно, тому не виключається використанняіншої літератури, різних програмних продуктів і аналогічних засобів, щогарантують відповідність виробу встановленим вимогам. Однак для розуміннясутності процесу проектування необхідно безпосередньо ознайомитися з алгоритмомстворення ескізного проекту як бази для подальшої роботи зі створенняконструкторської документації, що і є головним завданням виконання РГР подисципліні деталі машин і основи конструювання.
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
1. Завдання на курсовий проект:методичні вказівки до курсового проектування по дисципліні «Деталі машин іоснови конструювання» / Прокшин С.С., Сидоренко А.А., Федоров В.А. -К., 2006.
2. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб.для студентов вузов. 6е изд., перераб. М.: Высш. шк., 2000 383 с., ил.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительныхспециальностей вузов. 8е изд., перераб. и доп. М.: Высшая школа, 2003 496 с.,ил.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Деталимашин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие. 2е изд., перераб. и доп. М.:Высшая школа, 1990 399 с., ил.
5. Підшипники кочення: Довідник каталог/ Під ред. В.Н. Наришкіна й Р.В. Коросташевського. К., 1994. 280 с., іл.
6. Підшипники кочення й вільнідеталі: Каталог / під. Ред… Л.Г. Бордишева, Л.П. Носова. – К., 2003
7. Анурьєв В.И. Довідник в 3х томах. –К., 2003
8. Стандарт підприємства. Графічні йтекстові конструкторські документи. Вимоги до побудови, викладу, оформленню. –К., 2003
9. Довідник по геометричномурозрахунку евольвентних зубчастих і черв'ячних передач / Під ред. І.О. Болотовського.– К., 2003