Учебное пособие: Проектування редуктора

Значення zS округлюється в менший бік до цілого числа і визначається дійсний кут нахилу зубців

.

Значення дроба обчислюється до п'яти значущих цифр.

Для косозубих коліс b = 8…18о.

Число зубців шестерні дорівнює

.

Значення z1 округлюється в найближчий бік до цілого числа.

Для прямозубих коліс z1min=17, для косозубих z1min=17×cos3b.

Число зубців колеса зовнішнього зачеплення дорівнює

z2= zS- z1.

Фактичне передаточне число . Його допустиме відхилення від прийнятого u не більше 4%.

Ділильні діаметри дорівнюють (до сотих часток, мм)

- для шестерні

;

- для колеса

.

Перевіряється міжосьова відстань

.

Ширина колеса дорівнює

.

Діаметри кіл вершин dа і впадин df зубців дорівнюють

dа1= d1+2m; df1= d1-2,5m; dа2= d2+2m; df2= d2-2,5m.

Колова сила в зачепленні дорівнює

.

Радіальна сила в зачепленні дорівнює

,

де a=20о (стандартне значення) і tga=0,364.

Осьова сила в зачепленні дорівнює

.

Для прямозубих коліс b = 0 и Fa = 0.

Колова швидкість колеса дорівнює

.

Ступінь точності циліндричної зубчатої передачі береться за табл. 4.2.

Таблиця 4.2

Розрахункова контактна напруга перевіряється за формулою

,

де Кнa - коефіцієнт розподілу навантаження

- для прямозубих коліс береться Кнa=1,

- для косозубих коліс Кнa=1,1;

Кн – коефіцієнт навантаження:

- для прямозубих коліс береться Кн=3,2×105,

- для косозубих коліс Кн=2,7×105.

Розбіжність між величинами sH і [sH] не повинна перевищувати 10%.

Коефіцієнт динамічного навантаження Кнu береться за [2], табл. 2.9, с. 16 залежно від величини u, ступеня точності, твердості зубців колеса і типу зубців.

Розрахунок на витривалість зубців коліс за напругами згинання виконується для попередження руйнування зубців. Розрахункова напруга згинання в зубцях коліс перевіряється за формулою

.

У зубцях шестерні вона перевіряється за формулою

.

Для прямозубих коліс береться коефіцієнт КFa =1, для косозубих коліс він береться з табл. 4.3 залежно від ступеня точності.

Таблиця 4.3.

Коефіцієнт концентрації навантаження для неприпрацьованих коліс дорівнює ; для припрацьованих коліс він дорівнює

де Х=0,5 – коефіцієнт для середнього нормального режиму навантаження. Початковий коефіцієнт концентрації навантаження  береться з [2], табл. 2.9, с. 15 залежно від yd, твердості зубців коліс і схеми редуктора.

Коефіцієнт динамічного навантаження КFu береться за [2], табл. 2,7, с. 15 залежно від величини u, ступеня точності, твердості зубців колеса і типу зубців.

Коефіцієнт Ur визначається за формулою

.

Для циліндричних зубчатих передач без зміщення інструмента (х=0) коефіцієнт форми зуба UF береться за [2] табл. 4.4 залежно від числа зубців колеса.

Таблиця 4.4

4.3 Розроблення ескізного проекта редуктора

Попередній розрахунок стального вала редуктора заключається у визначенні діаметра його вихідного кінця із розрахунку на чисте скручування за зменшеною допустимою напругою [tк]=(15…20)×106 Па за формулою

м.

Розрахункове значення d округлюється до найближчого більшого значення в мм із стандартного ряду: 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 33; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 і дальше через 10 мм.

Для полегшення монтажу коліс, підшипників, шківів, півмуфт й інших деталей вали роблять ступінчастими. Діаметри вихідного вала редуктора і вала компресора, які з'єднуються втулково-пальцевою муфтою, повинні відрізнятися не більше ніж на 20%. Діаметри вала під підшипниками і зубчатими колесами і довжини участків вала беруть із конструктивних міркувань при розробленні компоновки редуктора.

Під час вибору конструктивних розмірів зубчатої пари необхідно використати вказівки, наведені в [2, 3]. Конструкція вала - шестерні швидкохідної чи тихохідної ступенів редуктора повинна забезпечувати вільний вихід інструмента при нарізанні зубців. Конструкція зубчатого колеса визначається технологією його виготовлення, а разміри його елементів наведені в [3], табл. 10.1, с. 233.

Вказівки щодо вибору основних размірів литого корпуса редуктора наведені в [3], табл. 10.2, с. 241. Зазор між внутрішніми поверхнями стінок корпуса і колесами редуктора визначається за емпіричною залежністю

мм,

де L – найбільший поперечний розмір зубчатої передачі редуктора, мм.

Він округлюється в більший бік до цілого числа. Відстань між дном корпуса і зовнішньою поверхнею коліс дорівнює во=4ао. Відстань між торцовими поверхнями коліс двоступінчастого редуктора (схеми г, д, е) дорівнює Со=(0,3…0,5)ао.

Для опори валів циліндричних прямозубих і косозубих коліс редукторів частіше всього застосовують шарикові радіальні підшипники. Для початку застосовують підшипники легкої серії. Якщо в результаті розрахунку їх вантажопідйомність виявиться недостатньою, застосовують підшипники середньої серії.

Для опор валів в схемі е можна використовувати радіальні підшипники з короткими циліндричними роликами. Радіальні шарикові і роликові підшипники мають малу осьову жорсткість, тому в схемах а, б, в, г, д з косозубими передачами можна використовувати конічні роликові підшипники чи для сприйняття осьового навантаження як одну із опор застосувати радіально-упорний шариковий підшипник. Підшипники катання для редукторів, як правило беруться класу точності 0. Підшипники більш високих класів точності (6, 5, 4, 2) застосовують тільки для опор валів з особливо високими частотами обертання. Крім того, з підвищенням класу точності підшипника його ціна підвищується. Вали, як правило, необхідно зафіксувати в опорах від осьового переміщення, при цьому опори бувають фіксуючими, які обмежують пересування вала в обох напрямках і сприймають радіальне й осьове навантаження, і плаваючими, які не обмежують осьового переміщення і які сприймають тільки радиальне навантаження. Схеми осьового фіксування валів подані в [2], рис. 3.9, с. 30 і в [3], рис. 9.9 – 9.21, с. 180-186. Кріплення підшипників на валу і в корпусі, конструювання опорних вузлів, класи точності і посадки підшипників катання, їх змазування відображені в [3], с. 186-208.

4.4 Розрахунок клинопасової передачі

При розрахунку параметрів клинопасової передачі задають: скручувальний момент Т, умови експлуатації, частоту обертів ведучого шківа n1, передавальне відношення . Шківи виконуються із сірого чавуну СЧ15 або СЧ18, а при коловій швидкості на шківі u ³30 м/с – із сталі 25Л чи алюмінієвих сплавів. Форма обода шківа і розміри канавок наведені в [3], табл. 7.12, с. 138. Шківи діаметром до 400мм виконуються дисковими, більшого діаметра – із спицями. Вибір перетину паса проводиться за номограмою [3], рис. 7.3, с. 134. Діаметр меншого шківа визначається за емпіричною залежністю , м і округлюється за [3], табл. 7.7, с. 131 чи [3], с.120.

Діаметр більшого шківа визначається за формулою

де e=0,01 для передач з регульованим натягненням паса.

Міжосьова відстань передачі дорівнює

м,

м,

де То – висота перетинупаса береться з [3], табл. 7.7, с. 131 залежно від d1 і перетину паса.

Довжина паса дорівнює

м.

Уточнена міжосьова відстань дорівнює

м,

де

Кут обхвату меншого шківа дорівнює

.

Число пасів визначається за формулою

,

де n1 – частота обертів ведучого шківа, с-1;

Ро – потужність, яка передається одним пасом, Вт, яка береться за [3], табл. 7.8, с. 132-134 і залежить від d1 і перетину паса;

СL – коефіцієнт, який враховує вплив довжинипаса, який береться за [3], табл. 7.9, с. 135 і залежить від Lp і перетину паса;

Cp – коефіцієнт режиму роботи, який при середньому режимі навантаження береться залежно від числа змін: одна зміна - Cp=1,1; 2 зміни- Cp=1,2; 3 зміни - Cp=1,5.

Сa - коефіцієнт кута обхвата, який визначається за табл. 4.5.

Таблиця 4.5

Сz – коефіцієнт, який враховує число пасів у передачі і береється за табл. 4.6.

Страницы: 1, 2, 3, 4