Учебное пособие: Проектування редуктора
Таблиця 4.6
z |
2-3 |
4-6 |
Більше 6 |
Сz
|
0,95 |
0,90 |
0,85 |
Розрахункова
величина z округлюється до найближчого цілого
числа.
Початковий
натяг гілки паса знаходиться за формулою
,
де - колова швидкість шківа,
м/с;
q - коефіцієнт, який враховує відцентрову силу, Н×с2/м2,
який береться за табл. 4.7 залежно від перетину
паса.
Таблиця 4.7
Перетин |
0 |
А |
Б |
В |
Г |
Д |
q |
0,06 |
0,1 |
0,18 |
0,3 |
0,6 |
0,9 |
Сила, яка діє на вал редуктора, визначається за формулою
.
Колова
сила дорівнює
.
Натяг ведучої гілки паса дорівнює
.
Напруга від сили F1, яка розтягує пас, дорівнює
,
де lp і
То – розміри перетину паса, які беруться
залежно від d1 і типу перетину паса за [3],
табл. 7.7, с. 131.
Напруга від згинання паса дорівнює
,
де Еu=50·106 Па для гумовотканинних пасів.
Напруга від відцентрової сили дорівнює
,
де r =1100…1200 кг/м3
– густина паса.
Максимальна напруга в ремені дорівнює
,
де s-1 £ 7×106 Па – межа витривалості гумовотканинного паса.
Робочий
ресурс клинопасової передачі дорівнює
,
де Nоц – базове число циклів, яке береться залежно від перетину паса за [2], табл. 4.8.
Таблиця 4.8
Перетин паса |
0, А |
Б, В, Г |
Д, Е |
Nоц
|
4,6×106
|
4,7×106
|
2,5×106
|
Коефіцієнт Сi дорівнює
.
Коефіцієнт Сн=2
при періодично змінювальному навантаженні
від нуля до номінального значення.
Кутові
й лінійні розміри канавок шківів
беруться за [3], табл. 7.12, с. 138 залежно від
перетину паса, а ширина обода шківа дорівнює
,
де
е і f – розміри канавок із [3],
табл. 7.12, с. 138.
4.5
Розрахунок шпоночного з'єднання
Одним із способів передачі скручувального момента є шпоночне
з'єднання. Найбільш часто
застосовуються призматичні
шпонки з плоскими чи скругленими торцями [2], табл. 24.32, с. 405 чи [3], табл.
8.9, с. 169, а для валів з діаметром до 44 мм допускається
застосування сегментних шпонок [3],
табл. 8.10, с. 171. Довжина шпонки l призначається із стандартного ряду [2], табл. 24.1, с. 372, щоб вона була на
5…10 мм менше довжини маточини (зубчатого колеса, шківа, півмуфти). З'єднання з призматичною шпонкою перевіряється на витривалість
за напругами зім'яття за формулою
,
де Т – скручувальний момент, який передається шпонкою,
Н×м;
lр – робоча довжина
шпонки (при плоских торцях lр=
l, при округлених lр= l– b);
d – діаметр вала в місці установлення шпонки;
[sсм] £ 100×106
Па – допустима напруга для стальної маточини і [s]см £ 50×106 Па –
для чавунної маточини.
Для середнього нормального режиму
навантаження і нерухомого з'єднання маточини значення[s]см зменшується на 20-25%.
Якщо
sсм
стане більше [s]см, допускається установлення на
валу двох шпонок під кутом
180о.
З'єднання з сегментною шпонкою
перевіряється на витривалість
за напругами зім'яття за формулою
Па.
Сама сегментна
шпонка перевіряється на витривалість за напругами зрізу за формулою
Па,
де [t]ср.=0,6 [s]см.
Розміри шпонок у формулах для sсм і tср беруться із
наведених вище таблиць
[2, 3].
4.6
Розрахунок і вибір муфти
Вибір
пружної втулково-пальцевої муфти здійснюється за скручувальним моментом Тк,
який передається нею відповідно до [4] чи [3] табл. 11.5, с.277. Пальці і
кільця беруть стандартними з умовою розміщення у вигляді z×do£ 2,8 До, де z ‑ число пальців;
do – діаметр отвору під
пружний елемент; До – діаметр розміщення пальців. Зовнішній діаметр муфти дорівнює
Д= До+(1,5…1,6)
×do.
Пружні
елементи муфти перевіряються на зім'яття за формулою
, Па,
де dп – діаметр
пальця;
lвт – довжина пружного елемента;
[s]см =
2×106
Па – допустимі напруги зім'яття.
Пальці муфти перевіряються на міцність
за згинальними напругами за формулою
, Па,
де с=3…5 мм – осьовий зазор між півмуфтами;
[s]и = (160…200)×106
Па – допустимі напруги згинання.
Межове радіальне зміщення з'єднувальних муфтою валів
дорівнює DS=0,1…0,15 мм.
Радіальна сила Fк, викликана цим зміщенням, дорівнює
Fк=сD×DS,,,,
де сD - радіальна
жорсткість муфти Н/мм, яка
визначається за табл. 4.9 залежно від діаметра вала
d.
Таблиця 4.9
d, мм |
16 |
20 |
25 |
30 |
40 |
сD, Н/мм
|
1550 |
2160 |
2940 |
3920 |
5400 |
4.7 Вибір ущільнень валів
Для
ущільнення валів редукторів застосовують ущільнення, які за принципом дії
поділяються на контактні (манжетні ), лабіринтні, щілинні, відцентрові, торцеві
і комбіновані. Манжетні ущільнення поділяються на два типи [3] табл. 9.16,
с.209 чи [2] табл. 24.29, с.402. Перший тип
застосовують при швидкості ковзання u £ 20 м/с, другий тип (з пильником) – при u £ 15 м/с. Поверхню вала
під манжетне ущільнення необхідно гартувати до
твердості HRC40,
мати шорсткість Rа£ 0,32 мкм, допуск вала під ущільнення h11. Лабіринтні ущільнення (осьові і радіальні) застосовують при будь-яких
швидкостях, як і щілинні.
Розміри
канавок і зазори лабіринтних і щілинних ущільнень подані в [3] табл.
9.17, с.210, а їх конструкції – в [3]
рис. 9.44-9.46, с.210. Для нереверсивних
зубчатих передач застосовують ущільнення
вала манжетою з
гвинтовими канавками на поверхні вала
глибиною 0,02 мм
[2] рис. 11.30, с.161.
У
даному курсовому проекті в обов'язковому порядку одне із
ущільнень вала виконується торцевим [2] рис. 11.19,
с.157 і рис.
11.33, с.163. Ущільнення цього типу застосовують для валів холодильних чи газових компресорів. Воно вміщує нерухоме підпружинене кільце із
сталі марок 40Х, ШХ15, загартованої до високої твердості, яке оснащене додатковим статичним ущільненням –
гумовим кільцем круглого перетину. Це
кільце своїм
виступом притискається пружиною з тиском (0,5…1,5)×104 Па до другого кільця із антифрикційного матеріалу марок АМС-1, АГ-1500-СО5, 2П-1000-Ф, яке
притискається до внутрішнього кільця підшипника і крутиться разом з ним. Поверхні
кілець, що труться, повинні мати відхилення від площинності не більше 0,9 мкм,
а шорсткість Ra
£ 0,16 мкм. Рідке масло, що
змащує підшипник, попадає на поверхню
тертя кілець, на якій швидкість ковзання u £
15 м/с.
4.8 Компонування приводу
Після наведених вище розрахунків виконується компоновка редуктора (складальне креслення) на міліметровій бумазі чи ватмані формату
А1, яка дозволяє оцінити
правильність вибору прийнятого початкового масштабу креслення і розміщення на ньому проекцій редуктора. Виконання компонування можна
розбити на два етапи.
Перший– для наближеного визначення положення зубчатих
коліс, шківа клинопасової передачі і півмуфти щодо опор для подальшого
визначення опорних реакцій і вибору підшипників. Циліндричні редуктори, як правило, виконуються з розніманням корпуса за
осями валів, які розміщені в одній площині. Тоді кожний із валів з опорами і
всіма сидячими на ньому деталями можна зібрати незалежно від інших валів і потім
установити в корпус.
Основною проекцією на компоновці є розріз за осями валів при знятій кришці редуктора, яка виконана тонкими лініями,
бажано в масштабі 1:1. Підшипники редуктора, як правило, змащують пластичним змащувальним матеріалом. Щоб він не потрапляв усередину корпуса редуктора
і не вимивався рідким маслом, яке змащує зубчаті пари,
перед підшипниками з боку внутрішньої стінки
корпуса редуктора установлюються мазеутримувальні кільця, тому торцева поверхня підшипників розміщена від внутрішньої стінки корпуса редуктора на відстані 8…12
мм. Габарити підшипників
(середньої серії)
вибирають по діаметру
вала в місці посадки підшипників відповідно до [2] табл. 24.10-24.18,
с.380-389, а також [4, 5]. Колеса і
шестерні на першому етапі, а також підшипники,
шків і півмуфту
можно зобразити спрощено
у вигляді прямокутників.
На другому етапі конструктивно оформляються зубчаті колеса, вали, корпус, подшипникові вузли,
шків, півмуфти
(в складі) і беруться
відстані між серединами передач і підшипників для
уточненого розрахунку валів і перевірочного розрахунку підшипників, вибору ущільнень валів редуктора і розрахунку кількості
змащувального масла. Можна на розрізі підшипника викреслювати одну половину, а для другої тільки нанести її
габарити. Підбираються
кришки підшипників
з прокладками для
ущільнення і гвинтами, фіксуються на валу внутрішні кільця підшипників (відповідно до
схеми їх розміщення на валу), промальовуються ущільнення
валів. Довжини кінців вхідного і вихідного валів редуктора визначаються
осьовими розмірами маточини шківа і півмуфти. Бажано виконати і компоновку
редуктора з двигуном на загальній рамі (встановлювальне креслення) після чистового
виконання складального креслення редуктора, щоб оцінити домірність
їх розміщення на рамі, а також розміщення проекцій установки редуктора на встановлювальному
кресленні. Габаритні і приєднувальні розміри асинхронного електродвигуна беруть
на основі знайдених значень його потужності, частоти обертів вала і типорозміру
за [3] табл. П.2, с.391, чи [2,
4, 5].
4.9
Уточнювальний розрахунок валів
Уточнювальний
розрахунок валів редуктора виконується після завершення компановки редуктора,
коли визначена їх конструкція (діаметри і довжини участків вала, відстані між серединами
опор, коліс, шківа і півмуфти). За величинами тангенціальної, радиальної та осьової
сил, знайдених із розрахунку кожної зубчатої пари, радіальної сили Fв від пасової
передачі, і радіальної сили Fк
,, яка зумовлена зміщенням вихідного вала редуктора
і вала компресора, знаходяться реакції опор Rх і Rу в горизонтальній ZОХ і вертикальній ZОУ площинах
вала та будуються епюри згинальних і скручувальних моментів, і визначаються
величини еквівалентних напруг у небезпечних перетинах. Уточнювальний розрахунок
вала заключаєтся у визначенні коефіцієнтів запасу міцності S в небезпечних перетинах і перевірці умов
дотримання міцності S ³ [S], де [S] =2,5 – допустиме значення коефіцієнта запасу
міцності.
Припускається, що нормальні згинальні напруги змінюються за симетричним циклом, а дотичні від скручування – за пульсуючому.
Для заданого матеріалу зубчатого колеса і його термообробки за [3] табл.
3.3, с.34-35 знаходять середнє значення напруги sв залежно від діаметра його заготовки. Коефіцієнт запасу міцності в небезпечному
перетині вала дорівнює
.
Коефіцієнт запасу міцності за
нормальною напругою дорівнює
.
Межа
витривалості згинання для симетричного циклу дорівнює: s-1=0,43sв – для вуглецевих
конструкційних сталей; s-1=
0,35sв+(70…120)×106 Па –
для легованих сталей. Ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напруг Кs визначається за
[3] табл. 8.2-8.7, с.163-166. Масштабний фактор для нормальних напруг es знаходиться за [3] табл. 8.8, с.166. Коефіцієнт, який враховує вплив шорсткості поверхні, b=0,97…0,9 при Ra=0,32…2,5 мкм. Амплітуда
циклу нормальних напруг
su дорівнює
найбільшій напрузі згину в небезпечному перетині вала.
Середня напруга циклу нормальних напруг дорівнює . При Fa=0 і sm=0.
Для вуглеводних сталей береться коефіцієнт ys=0,2, для легованих сталей ys=0,25…0,3.
Коефіцієнт запасу міцності за дотичним
напругами дорівнює
.
Межа
витривалості конструкційних сталей при симетричному циклі скручування дорівнює t-1=0,58s-1. Інші значеня у формулі St мають такий самий зміст, що у формулі для Ss, тільки відносяться до напруг скручення.
Значення et наведені в [3] табл. 8.8, с. 166, значення Кt - [3] табл. 8.2-8.8,
с. 163-166. Для конструкційних сталей береться
yt=0,1. Напруги tu і tm дорівнюють tu = tm
= 2,5 , де
Т і d – скручувальний момент і діаметр
вала в перетині, яке розглядається. Якщо у
небезпечному перетині є декілька концентраторів напруг (галтель, виточка, шпоночна канавка, шліци, напресована деталь, наскрізний радіальний отвір),
то враховується тільки один ‑ з більшим відношенням . Для ступінчастих валів редуктора розміри скосів, фасок, радіусів галтелей беруть за [3]
рис. 8.4-8.5, с. 167-168.
4.10
Перевірний розрахунок підшипників
Для
виконання перевірного розрахунку підшипників для кожної із опор визначається
осьова реакція Ра= Fa і сумарна радіальна реакція . Підбір радіальних підшипників (шарикових
чи з циліндричними роликами), відстань між якими і посадковий діаметр внутрішнього
кільця d відомі
після виконання компонування редуктора, ведеться у такому порядку:
-
визначаються еквівалентні навантаження підшипників;
-
задавшись довговічністю Lh
найбільш навантаженого підшипника, обчислюють його динамічну
вантажопідйомність С, яка необхідна;
-
за діаметром посадкового місця на валу підбирається номер
підшипника, починаючи з легких серій, і
перевіряється виконання умови С£ [С], де [С] – динамічна
вантажопідйомність із [3] табл. П3-П5, с. 392-398 чи із [2] табл. 24.10-24.18, с. 380-389, або із [4, 5]. Якщо умова не виконується, для того самого
діаметра d береться підшипник середньої чи важкої серії, чи дворядний або іншого типу.
Підбір радіально-упорних
шарикових і конічних роликових підшипників, для вала яких відомі точки прикладання радіальних
реакцій (розмір
а, який залежить від е), ведеться в такому порядку:
-
обчислюються еквівалентні навантаження підшипників (коефіцієнти Х і У залежать від величини е, яка визначається типорозміром підшипника);
– за [3] табл. П6-П7, с. 399-404 чи [2] табл.
24.15-24.18, с. 385-389, чи із [4, 5] визначається
динамічна вантажопідйомність підшипника;
– за еквівалентним навантаженням і динамічною
вантажопідйомністю знаходиться теоретична довговічність підшипника,
яка повинна бути не менше тієї, яка вимагається, в протилежному разі беруться підшипники
інших серій і типів.
Коли частота обертів кільця більше 1 об/хв, підшипники підбирають за динамічною вантажопідйомністю.
Номінальна довговічність (ресурс) підшипника в міліонах обертів дорівнює
де С – динамічна вантажопідйомність за каталогом, Н;
Р – еквівалентне навантаження, Н;
р = 3 - для
шарикопідшипників;
р = 3,33 – для
роликопідшипників.
Номінальна довговічність в годинах дорівнює
де
n – частота обертів кільця підшипника,
об/с. Еквівалентне навантаження для радіальних сферичних шарикопідшипників, а
також однорядних радіально-упорних шарико- і роликопідшипників визначається за
формулою
при ,
при ,
де коефіцієнт V=1 при обертанні внутрішнього
кільця підшипника;
коефіцієнти
Х і Y вибираються за [3]
табл. 9.18, с. 212-213 і табл. П4, с. 395-396, чи за [2] табл. 7.1, с. 81, табл. 24.11, с.
381;
коефіцієнт Кб
=1,5…1,7 [2] табл. 7.3, с. 84;
коефіцієнт КТ
береться за [3]
табл. 9.20, с. 214 залежно від робочої температури підшипника
t (для звичайних редукторів t £100оС).
Таблиця 4.11
t, оС
|
£100 |
125 |
150 |
175 |
200 |
225 |
250 |
350 |
КТ
|
1 |
1,05 |
1,1 |
1,15 |
1,25 |
1,35 |
1,4 |
1,45 |
Еквівалентне навантаження для
підшипників з короткими циліндричними роликами (без бортів
на кільцях) дорівнює
.
Еквівалентне навантаження для
упорних шарико- і роликопідшипників дорівнює .
Осьове навантаження не впливає на величину еквівалентного, якщо тобто у формулі для Р береться Y=0. Якщо для дворядних підшипників то динамічну вантажопідйомність С необхідно
брати такою, як для однорядного
підшипника. Для радіально-упорних підшипників з номінальним кутом контакту a=15о і конічних роликопідшипників коефіцієнти Х і Y вибираються залежно від коефіцієнта е, кута a і відношення . Для радіальних і радіально-упорних шарикопідшипників з кутом
a <15о.
Коефіцієнти Х і Y вибираються за відношенням , де Со
– статична вантажопідйомність. Для дворядних радіально-упорних шарикових чи конічних роликових підшипників навіть невеликі осьові зусилля впливають на величину еквівалентного навантаження.
У
радіально-упорних підшипниках
при дії на них радіальних
навантажень виникають осьові складові, які визначаються за
формулами:
- для конічних роликопідшипників S = 0,83eFr, H;
-
для шарикових радіально-упорних підшипників S=eFr, Н.
Якщо
радіально-упорні підшипники I і II установлені на кінцях
вала врозпір чи врозтяж, то результуючи осьові навантаження кожного підшипника визначаються
з урахуванням дії зовнішнього осьового навантаження Fа і осьових складових від радіальних навантажень,
які діють на кожний підшипник за табл. 4.12 для різних випадків навантаження силами
SI і SII.
Таблиця 4.12
Номер по порядку |
Умови навантаження |
Осьові
навантаження
|
1 |
SI> SII; Fa³0
|
FaI= SI
FaII= SI+ Fa
|
2 |
SI< SII; Fa³ SII - SI
|
3 |
SI£ SII; Fa£ SII - SI
|
FaI= SII – Fa
FaII= SII
|
При визначенні осьових навантажень дворядних радіально-упорних підшипників осьові складові S не враховуються.
Рекомендації за вибором радіально-упорних
шарикопідшипників залежно
від і кута контакта
наведені в [3] табл. 9.22, с. 217.
Відстань
а для однорядних радіально-упорних шарикопідшипників дорівнює
м.
Для однорядних роликових конічних підшипників вона дорівнює
м.
Величини B, d, T, a ,e вибираються за [3] табл.
П6-П7, с. 399-404. Посадку підшипників
вибирають так, щоб кільце , яке спрягається з деталлю (валом), що обертається, мало натяг, а інше кільце, яке спрягається з нерухомою деталлю (корпусом чи
стаканом), мало невеликий зазор. Посадки
кілець підшипників наведені в [3], табл. 9.10-9.11, с. 202. Характер навантаження кілець підшипників редуктора береться циркуляційним. Осьове фіксування внутрішніх кілець підшипника на
валу здійснюється круглими шліцевими гайками зі
стопорними багатолапчатими шайбами [3], табл. 9.1 - 9.2, с. 188-190 чи стопорними упорними
пружинними кільцями
[3], табл. 9.5, с. 194 і табл. 9.6, с. 195-196. Осьове фіксування зовнішніх кілець підшипника здійснюється стопорними упорними
пружинними кільцями
[3], табл. 9.3, с. 191-192 і табл.
9.4, с. 192-193, а також притискними кришками (глухими, наскрізними
чи врізними) [3] рис. 9.31-9.33, с. 198.
4.11 Змащення елементів редуктора
Для
змащення підшипників кочення використовують пластичні і рідкі нафтові
змащувальні масла [3] табл. 9.14-9.15, с. 203-205. В'язкість рідкого масла можна визначити за номограмою [3]
рис. 9.35, с. 206 залежно від діаметра внутрішнього кільця d, частоти обертання вала n і робочої температури
t. Рідкою змазкою підшипникові вузли
змащують такими способами: зануренням в масляну ванну, фітилем, розбризкуванням,
під тиском, масляним туманом. Для заданих схем редукторів найбільш раціональним
є змащення розбризкуванням із захистом підшипників від потоків масла масловідбивними
шайбами, чи пластичними змазувальними матеріалами при d× n< 300 м×об/хв із застосуванням мазеутримувальних кілець, які обертаються разом
з валом [3], рис. 9.38 – 9.39, с. 207.
У
заданих схемах редукторів застосовують картерне змащення зубчатих зачеплень шляхом занурення
зубчатих коліс у
масло, яке заливається усередину корпуса,
при колових швидкостях в зачепленні u £12 м/с. Зубчаті колеса
занурені в масло на висоту зубця. Об'єм масляної
ванни редуктора береться із розрахунку 0,5…0,8 л масла на 1 кВт потужності, яка
передається.
У
косозубих передачах попадання масла, яке витискується зубцями, на підшипник попереджується маслозахисним кільцем. Вибір марки масла і його в'язкості здійснюється за [3]
табл. 10.8 і 10.10, с. 253 залежно від контактної напруги sн і колової швидкості в
зубчатому зачепленні.
Рівень масла в корпусі редуктора
контролюється масловказівниками: жезловим закритим,
установленим в нижній частині корпуса чи кришці редуктора, чи фонарним, який застосовується в холодильних компресорах.
Тепловий розрахунок зубчатих
редукторів для наведених
в завданні схем не виконується,
оскільки їх ККД високий і тепловиділення, які призводять до
нагрівання масла в корпусі, невеликі
при достатньому об'ємі
масляної ванни.
4.12 Додаткові пояснення
Посадки основних деталей редуктора і передач на його вхідному і вихідному валах наведені в [3] табл. 10.13, с. 263. Допуски
форми, розміщення і шорсткість
поверхней деталей редуктора наведені в [3] табл. 10.14 – 10.17 с. 265-267. Приклади
виконання редукторів, їх основних вузлів і деталей наведені в [2,
3, 4]. Плита, на якій монтується редуктор,
виконується литої чи зварної конструкції. При проектуванні необхідно прямувати до
зниження металомісткості, габаритів редуктора
і установки, передбачити
заходи щодо його безпечної експлуатації.
5 ЗАХИСТ КУРСОВОГО ПРОЕКТУ
До
захисту допускаються студенти,
які виконали в повному обсязі розрахункову і графічну частини курсового проекту
і пройшли нормоконтроль у керівника курсового проекту з відповідними підписами в штампах
конструкторської документації. Захист приймає комісія із двох призначених кафедрою викладачів.
На
початку захисту студент повинент коротко охарактеризувати розроблену конструкцію редуктора і установки, а також основних розроблених в проекті
деталей, потім він повинен відповісти на питання комісії. На оцінку
під час захисту проекту впливає якість виконання графічної частини, правильність
наведених в пояснювальній записці розрахунків, використання ЕОМ при виконанні проекту,
правильність відповідей на питання комісії, які вміщують конструкторський, технологічний
і експлуатаційні аспекти. Після
захисту матеріали
курсового проекту необхідно
здати в архів кафедри.
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
1. Хмельницкий
Ю.В. Методические указания по оформлению текстовых документов курсовых и
дипломных проектов для студентов всех форм обучения. –
Сумы: Изд-во СумГУ, 1997.- 42с.
2. Дунаев
П.Ф., Леликов А.П. Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа,
1985.-416 с.
3.
Чернавский С.А., Боков К.Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин
– М.: Машиностроение, 1988.-416 с.
4. Детали
машин. Атлас конструкций/ Под ред. Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1970. –
360 с.
5. Анурьев
В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3- томах.- М.: Машиностроение,
1980.
|