Первый этап компоновки редуктора

Компоновку редуктора обычно проводят в два этапа. На первом приближенно определяют положения зубчатых колес и звёздочек (шкивов) относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников, а также внешние и внутренние размеры редуктора.

Компоновочный чертеж выполняется тонкими линиями в масштабе 1 : 1 в одной проекции с разрезом по осям валов при снятой крышке редуктора (рекомендуется выполнять на миллиметровой бумаге).

f₁ δ

δ

δ 1,2δ = х W

W/2

l₁ l₂ l₃ = f₂

Рис. 6.1 Пример первого этапа компоновки цилиндрического редуктора

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводят горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии a_w . Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Далее проводят контур внутренней стенки корпуса исходя из следующих соображений:

- зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса
А₁ = 1,2δ, где δ – толщина стенки редуктора (при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы);

- зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ;

- расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = δ (если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни). Допускается устанавливать подшипники так, чтобы их среднее сечение проходило через середину фланца корпуса (W/2).

Затем предварительно намечают контуры подшипников необходимой серии; габариты подшипников выбираются по диаметру вала в месте посадки подшипников

Вопрос о смазывании подшипников решается в зависимости от быстроходности и нагруженности привода. Обычно в приводах общего назначения применяют для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления на вал между подшипником и большей шейкой устанавливают мазеудерживающие кольца. Пример оформления данного участка вала представлен на рис. 5.2.

0,1-0,2 1-2

Рис. 5.2 Установка мазеудерживающего кольца на шейку вала

Глубина гнезда подшипника принимается равной l_т = 1,5 В.

Толщина фланца t подшипника принимается равной диаметру d₀ отверстия. Высоту головки болта принимают равной около 0,7d_в . Зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи или торцом шкива обычно принимают равным 10 мм.

Определение конструктивных размеров зубчатых колес

Обычно, если отношение диаметра шестерни к диаметру соответствующей шейки вала невелико, то ее выполняют за одно целое с валом. Размеры шестерни определены выше.

Колесо при средних габаритах принимается кованым или штампованным. Его основные размеры также определены выше.

b2 b0 С     dк2 dст     Lст

Другие конструктивные размеры согласно [14]. Диаметр ступицы dст = 1,6dк2 ; Длина ступицы Lст = (1,2 – 1,5)dк2 , или Lст = b2 ,или Lст =b2 +(5-10). Толщина обода b0 = (2,5 - 4)m . Толщина диска С = 0,3b2.   Рис. 7.1 К определению конструктивных элементов зубчатого колеса

Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора

Расчет может проводиться по методике, изложенной в [14]. Толщина стенок корпуса b = 0,025а_W + 1 и крышки: b_к = 0,02а_W + 1. Поскольку корпус редуктора общего назначения представляет собой чугунную отливку в песчано-глиняную форму, то по техническим возможностям данного метода принимается, что полученная толщина не может быть менее 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
- верхнего пояса корпуса и пояса крышки b_кф = 1,5b; b_крф = 1,5b_к ;
- нижнего пояса корпуса р = 2,35b.

Глубина гнезда подшипника l_п = 1,5В

Диаметр болтов:

- фундаментных d_ф = (0,03 – 0,036)а_W + 12.

- крепящих крышку к корпусу у подшипников d_к = (0,7 – 0,75) d_ф;

- соединяющих крышку с корпусом d_кк = (0,5 – 0,6) d_ф

Полученное значение округляется в большую сторону до ближайшего стандартного диаметра резьбы.

Расчет внешней передачи

В большинстве редукторов общего назначения между редуктором и двигателем или между редуктором и рабочим органом машины устанавливаются открытые передачи. При этом на входе обычно применяются клино- или плоскоременные передачи, либо передачи отсутствуют и связь редуктора с валом двигателя осуществляется при помощи муфт различных типов. На выходе чаще всего устанавливают цепные, винтовые или зубчатые передачи.

Расчет цепной передачи

В ведущей ветви цепи в процессе стационарной работы передачи действует постоянная сила F₁, состоящая из окружной силы F_t и силы натяжения ведомой ветви F₂: F₁ = F_t + F₂.

Окружная сила на звездочках:

где М₁ - вращающий момент на ведущей звездочке,

d₁ - делительный диаметр ведущей звездочки,

N₁ - мощность на ведущей звездочке,

V₁ - скорость движения цепи.

Сила натяжения ведомой ветви: F₂ = F₀ + F_Ц

где F₀ - натяжение цепи от силы тяжести; F_Ц - натяжение от центробежных сил.

Натяжение от силы тяжести при горизонтальном (и близком к нему) положении линии, соединяющей оси звездочек, определяется как для гибкой нерастяжимой нити: .

где m₁ - погонная масса цепи; g - ускорение свободного падения, a_W - межосевое расстояние; f - стрела провисания цепи.

При вертикальном (и близком к нему) положении линии центров звездочек: F₀ = m₁ g a_W

Натяжение цепи от действия центробежных сил определяют по аналогии с ременными передачами: F_Ц = m₁ V².

где V - скорость движения цепи.

Если ветви цепей параллельны, сила, действующая на валы равна F_Σ = F₁ + F₂.

Расчетная сила, действующая на валы передачи: F_Σ = k_B F_t.

где k_B - коэффициент, учитывающий вес цепи. Для горизонтальной передачи принимают k_B = 1,15; для вертикальной передачи k_B = 1,05.

Предварительный расчет начинают с определения величины статической разрушающей силы проектируемой цепи:

F_P^/ = F_t S

где S - коэффициент безопасности, зависящий от степени ответственности передачи, точности определения действующих нагрузок и коррозионного воздействия на передачу. При отсутствии коррозии S_min = 6-10, при активной коррозии S_min = 18-50.

По найденному значению F_P^/ по стандартам на приводные цепи находят несколько вариантов цепи, для которых разрушающая сила больше требуемой F_P > F_P^/. Найденные варианты различаются шагом, числом рядов и типом цепи. Предварительный расчет, как правило, не позволяет выбрать единственный наиболее целесообразный вариант, а лишь определяет набор возможных решений.

Основной расчет цепной передачи проводят по условию износостойкости шарниров цепи.

Давление в шарнирах р не должно превышать допустимого значения в данных условиях эксплуатации. Его связывают с путем трения S_f зависимостью: C = p^mS_f.

где C – константа для конкретных условий эксплуатации, m - показатель степени, зависящий от вида трения в шарнирах, равный 3 при хорошем смазывании и 1-2 при недостаточном смазывании.

Условное давление в шарнирах цепи в предположении нулевого зазора между валиком и втулкой и равномерного распределения давления в шарнире равно:

где К_Э - коэффициент эксплуатации; F_t - окружная сила на звездочках; А - площадь проекции шарнира на диаметральное сечение, [p]- допустимое давление, для средних эксплуатационных условий эксплуатации, при которых К_Э = 1.

Площадь проекции шарнира: А=d b,

где d - диаметр валика; b - длина втулки. Для стандартных цепей А определяется по таблицам в зависимости от шага t.

Значения входящих в приведенные формулы параметров приведены в табл. 9.1-9.4 [13].

Таблица 9.1 Допускаемое среднее давление [p] в зависимости от шага цепи при числе зубьев звездочки z₁ = 15-30

Таблица 9.2 Проекции опорных поверхностей шарниров А приводных роликовых цепей, мм²

Таблица 9.3 Рекомендуемые числа зубьев меньшей звездочки в зависимости от передаточного числа передачи

Таблица 9.4 Минимально допустимые числа зубьев звездочки в зависимости от шага цепи, мм

Пользуясь табл. 9.3 и 9.4 сначала по передаточному числу выбирают минимальное число зубьев ведущей звездочки, а затем – по нему предварительно выбирают шаг звеньев цепи.

Коэффициент эксплуатации представляет собой произведение:

К_Э = К_Д К_А К_Н К_РЕГ К_СМ К_РЕЖ К_Т

Коэффициент К_Д учитывает динамичность нагрузки, при спокойной нагрузке равный 1; при нагрузке с толчками 1,2…1,5; при сильных ударах 1,8. Коэффициент К_А учитывает влияние длины цепи (межосевого расстояния), чем длиннее цепь, тем реже каждое звено входит в зацепление со звездочкой и тем меньше износ в шарнирах; при a_W = (30…50)t К_А = 1; в других случаях , где L₀ - длина цепи при a_W =40t, L- длина рассчитываемой цепи. Коэффициент К_Н учитывает влияние наклона линии центров звездочек передачи к горизонту. Чем больше наклон передачи, тем меньше допустимый суммарный износ цепи: при угле наклона ψ≤45⁰ К_Н = 1; при ψ>45⁰ К_Н =0,15√ ψ. Коэффициент К_РЕГ учитывает влияние регулировки цепи; для передач с регулировкой положения оси одной из звездочек он равен 1, для передач с нерегулируемым положением звездочек – 1,25. Коэффициент К_СМ учитывает влияние характера смазывания; при непрерывном смазывании в масляной ванне или от насоса он равен 0,8; при регулярном капельном или внутришарнирном смазывании - 1, при нерегулярном смазывании - 1,5. Коэффициент К_РЕЖ учитывает влияние режима работы передачи. С учетом пропорциональность пути трения и числа смен N_СМ работы передачи, получают . Коэффициент К_Т учитывает влияние температуры окружающей среды, при – 25⁰ < T < 150⁰ C его принимают равным 1; при экстремальных условиях – больше 1.

Если по расчету значение коэффициента К_Э >3, то возможности передачи используются недостаточно и следует принять меры по улучшению условий работы.

С учетом полученных результатов получают расчетный шаг цепи, величину которого округляют до ближайшего стандартного значения:

где N – мощность, передаваемая цепной передачей.

Проверочные расчеты передачи проводят при значительных отличиях реальных условий эксплуатации от средних. Проверку на прочность при пиковых перегрузках проводят для передач землеройных, сельскохозяйственных и других машин, при работе которых возникают неучитываемые предельные состояния (встреча с непрогнозируемым препятствием). Условие прочности: F_max = k_n F_t ≤ F_P

где k_n - кратность кратковременной перегрузки.

Для тяжелонагруженных быстроходных передач (при скорости цепи более 20 м/с) проводят расчет деталей на сопротивление усталости. По этому критерию разрушающую силу F_y определяют раздельно для пластин, валиков, втулок и роликов. Допускаемая окружная сила на звездочках по условию сопротивления усталости: F_t^/ = F_ymin / S.

где F_ymin - меньшая сила из определенных; S - коэффициент безопасности.

Точное определение ресурса цепи по износу шарниров весьма затруднительно. Интенсивность изнашивания шарниров цепей при изменении конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов в пределах, характерных для реальных машин, изменяется от 0,00001 до 1000 мкм на 1 м пути трения. Поэтому расчет приводных цепей на износ по единой зависимости пока невозможен. С достаточной точностью такие расчеты выполняют по методу подобия, согласно которому срок службы рассчитываемой приводной цепи равен Т = Т_а К

В этой зависимости Т_а - ресурс цепи в эталонной передаче; К - коэффициент, учитывающий отличия в конструкции, технологии и эксплуатации реальной передачи от эталонной.

Рис. 9.1 Конструктивные элементы звездочки

Конструктивные размеры звездочек для втулочных и роликовых цепей определяются по следующим зависимостям [ 13].

- Число зубьев малой звездочки:

рекомендуемое

минимальное

- Максимальное число зубьев большой звездочки z_max = 120

- Угол поворота звеньев цепи на звездочке φ = 360/ z

- Диаметры окружностей:

делительный

выступов

впадин

- Углы:

половина угла зуба γ = 17⁰ – 64⁰/z

половина угла впадины α = 55⁰ – 60⁰/ z

- сопряжения β = 18⁰ – 56⁰/ z

- Радиусы:

впадины зуба r = 0,5025D + 0,05

сопряжения r₁ = 0,8D + r

головки зуба r₂ = D(0,8cos β + 1,24cos γ – 1,3025) – 0,05

- Длина прямого участка fg = D(1,24sin γ – 0,8sin β)

- Радиус закругления зуба r₃ = 1,7D

- Расстояние О₁О₂ O₁O₂ = 1,24D

- Координаты: x₁ = 0,8Dsin α

y₁ = 0,8Dcos α

x₂ = 1,24Dcos 180⁰/z

y₂ =1,24Dsin 180⁰ /z

- Координаты центра радиуса h_r = 0,8D

- Ширина зуба:

однорядная цепь b = 0,93B_BH – 0,15

двух- и трехрядная цепь b = 0,9B_BH – 0,15

многорядная цепь b = 0,86B_BH – 0,3

-Толщина обода звездочки δ_O = 0,5t (для стали)

δ_O = 0,7t (для чугуна)

- Толщина диска звездочки δ_Д = 0,5t (для стали)

δ_Д = 0,7t (для чугуна)

Примечания:

1. Для высокоскоростных приводов (V>16 м/с) z следует выбирать в 1,8-2 раза большим, но не менее 45-50.

2. Коэффициент К принимают: для звездочек с числом зубьев z<11 К=0,58;

при 11<z<17 К=0,56; при 17<z<35 К=0,53; при z>35 К=0,5.

3. Во всех формулах t – шаг цепи, S – толщина пластин, B_BH – расстояние между внутренними пластинами цепи.

4. Диаметр втулки (ролика) цепи D выбирается по ГОСТ10947-64.

Расчет ременной передачи

В основе расчета ременных передач лежит выбор длины ремня и уточнение межосевого расстояния.

1 этап. В зависимости от принятого межосевого расстояния и принятых диаметров шкивов рассчитывается предварительная длина ремня.

Из геометрических построений можно расчитать длину ремня.

2 этап Округление до ближайшего большего стандартного значения ( .

3 этап. Рассчитывается межосевое расстояние как функция диаметров и принятой стандартной длины ремня .

В целях обеспечения нужного значения , предварительного натяжения и компенсации вытяжки ремня применяются натяжные устройства. В большинстве приводов общего назначения, которые как правило не являются быстроходными, но передают значительные усилия, применяют клиновые ремни. Поэтому в данной работе необходимо осуществить выбор и расчет клиноременной передачи. По известному моменту на ведомом валу выбирают тип ремня и его размеры, а также определяют минимально допустимый диаметр шкива в соответствии с табл. 9.5 [13]. Основные размеры сечения ремня указаны на рис. 9.2.

a a_p

 

y₀

Рис. 9.2 Размеры сечения клинового ремня

h

 

φ₀

 

Таблица 9.5 Размеры клиновых ремней

 

Тип и сечение ремня	Размеры сечения, мм	F1, мм2	L, мм	Dmin, мм	T2 Н м
ap	h	a	y0	min	max
Норм.
О	8,5			2,1
А				2,8					11-70
Б		10,5							40-190
В		13,5		4,8					110-550
Г				6,9					450-2000
Д		23,5		8,3					1100-4500
Е
Узкий
1-8,5	8,5		10,5	2,4
1-11
1-14				3,9

 

На меньшем шкиве необходимо обеспечивать угол обхвата не менее 120⁰.

Предельные межосевые расстояния в клиноременной передаче должны выбираться из соотношений:

A_min = 0,55(D₁ + D₂) + h

A_max =2(D₁ + D₂)

Для уменьшения напряжений изгиба в ремне рекомендуется придерживаться следующих соотношений межосевого расстояния, диаметра большего шкива и передаточного числа передачи (табл. 9.6) [13].

 

Таблица 9.6 Рекомендуемые соотношения A/ D₂

Передаточное число u						6-9
Отношение A/ D2	1,5	1,2	1,0	0,95	0,9	0,85

 

На выбор сечения ремня оказывает влияние кроме передаваемого момента мощность и окружная скорость (табл. 9.7) [13].

 

Таблица 9.7 Рекомендуемые сечения ремней в зависимости от скорости и передаваемой мощности

 

V, м/с	Передаваемая мощность N, кВт
До 1	1-2	2-4	4-7,5	7,5-15	15-30	30-60	60-120	120-200	Более 200
До 5	О, А	О,А,Б	А,Б	Б,В	В	-	-	-	-	-
5-10	О,А	О,А	О,А,Б	А,Б	Б,В	В	Г,Д	Д	Д,Е	-
Более 10	О	О,А	О,А	А,Б	Б,В	В,Г	В,Г	Г,Д	Г,Д	Д,Е

 

Клиноременные передачи рассчитывают на тяговую способность по допускаемому удельному окружному усилию К по эмпирической зависимости [13]:

K = K₀ C_α C_V C_P

где K₀ – удельное окружное усилие для данных условий работы; C_α – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на меньшем шкиве на тяговую способность; C_V – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; C_P – коэффициент режима работы.

Указанные коэффициенты выбирают по табл. 9.8 – 9. 11.

 

Таблица 9.8 Допускаемое удельное окружное усилие K₀ [13]

 

Диаметр малого шкива, мм	Сечение ремня	K0, Н/мм2
σ0 = 0,9 Н/мм2	σ0 = 1,2 Н/мм2	σ0 = 1,5 Н/мм2
		1,18	1,45	1,62
	О	1,28	1,57	1,74
90 и более		-	1,65	1,86
		1,23	1,51	1,67
	А	1,31	1,61	1,8
125 и более		-	1,7	1,91
		1,23	1,51	1,67
	Б	1,36	1,67	1,88
180 и более		-	1,74	2,05
		1,23	1,51	1,67
	В	1,38	1,69	1,89
		-	1,84	2,07
280 и более		-	1,91	2,24
		1,23	1,51	1,67
		1,40	1,72	1,93
	Г	-	1,91	2,16
450 и более		-	1,92	2.24
		1,23	1,51	1,67
	Д	1,40	1,72	1,93
630 и более		-	1,92	2,24
		1,23	1,51	1,67
	Е	-	1,73	1,95
1000 и более		-	1,92	2,24

 

При числе перебегов u < 5 1/c принимают σ₀ = 1,5 Н/мм², при u = 5-10 1/c - σ₀ = 1,2 Н/мм², при u > 10 1/c - σ₀ = 0,9 Н/мм².

 

---

Предыдущая123456789Следующая