Розробка ескізного проекту циліндричного редуктора (стр. 4 из 8)

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 [s_H]_Б , [s_H]_Т , а також y_{ba Б} и y_{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, Н×м;

- 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, y_{ba Б} и y_{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, b_Б и b_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} + 3×a;

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} + 2×a + (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 e_b» 1,1……1,2ширину колеса швидкохідного щабля b_{w Б} необхідно попередньо уточнити по формулі:

b_{w Б} = e_b×p×m / sinb.

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 = A×B×L.

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 s_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 0,3×d_{a2 Т.} Уважають, однак, що при окружній швидкості V_{окр Т}³ 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 a_w; коефіцієнт торцевого перекриття e_a; коефіцієнт осьового перекриття e_b для косозубих коліс. Всі колеса нарізані рейковим інструментом з вихідним контуром за ДСТ 1375581 з параметрами: кут профілю a = 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_å 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.