Визначення передаточного числа редуктора

(2.3)

де n_рм=404 об/хв – частота обертання вихідного вала редуктора

Таблиця 2.2- Передаточні числа редуктора

Прийнято стандартне значення передаточного числа редуктора u=3.55, що відповідає двигуну 4АМ100S4Y3 у якого n_ном=1435 об/хв.

2.3 Визначення силових і кінематичних параметрів привода

2.3.1 Визначення потужності на валу

двигуна

Р_дв =3.0 кВт

швидкохідному

Р_шв= Р_двh_мh_пк=3.0× 0.98× 0.99=2.94 кВт (2.4)

тихохідному

Р_тих= Р_швh_рh_пк =2.94× 0.96× 0.99=2.79 кВт (2.5)

2.3.2 Визначення частоти обертання вала

двигуна

n_ном =1435 об/хв

швидкохідного

n_шв= n_ном =1435 об/хв (2.6)

тихохідного

n_тих= = об/хв (2.7)

2.3.3 Визначення кутової швидкості вала

двигуна

= рад/с (2.8)

швидкохідного

рад/с

тихохідного

= рад/с (2.9)

2.3.4 Визначення потужності вала

двигуна

= Н× м (2.10)

швидкохідного

= Н× м (2.11)

тихохідного

= Н× м (2.12)

Таблиця 2.3 - Силові і кінематичні параметри привода

3. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ РЕДУКТОРА

3.1 Визначення міжцентрової відстані a_w,

(3.1)

де y_а=0.4 -- коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса;

u=3.55 — передаточне число редуктора;

Т_тих=66.23Н∙ м — обертаючий момент на тихохідному валу редуктора;

[s]_Н=580 МПа - допустиме контактне напруження колеса;

К_Нb =1 — коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зуба

Прийнято а_W=80 мм

3.2 Визначення ділильного діаметру колеса

мм (3.2)

3.3 Визначення ширини вінця колеса

мм (3.3)

Прийнято b₂ =32 мм

3.4 Визначити модуль зачеплення m

мм (3.4)

де [s]_F=294 МПа - допустиме напруження згину матеріалу колеса з найменш міцним зубом

Прийнято m =1.0 мм

3.5 Визначення сумарної кількості зубів шестерні і колеса

(3.5)

Прийнято Z_S =160

3.6 Визначення кількості зубів шестерні

(3.6)

Прийнято

3.7 Визначення числа зубів колеса

= (3.7)

3.8 Визначення фактичного передаточного числа u_ф

(3.8)

3.9 Перевірка відхилення Du фактичного передаточного числа u_ф від заданого u_р

Du= (3.9)

3.10 Перевірка фактичної міжцентрової відстані

мм (3.10)

3.11 Визначення фактичних основних геометричних параметрів передачі

3.11.1 Визначення фактичних основних геометричних параметрів шестерні

діаметр ділильний

мм (3.11)

діаметр вершин зубів

мм (3.12)

діаметр западин зубів

мм (3.13)

ширина вінця

мм (3.14)

3.11.2 Визначення фактичних основних геометричних параметрів колеса

діаметр ділильний

мм (3.15)

діаметр вершин зубів

мм (3.16)

діаметр западин зубів

мм (3.17)

ширина вінця

мм (3.18)

Прийнято b₂ =32 мм

3.12 Перевірка міжцентрової відстані

мм (3.19)

3.13 Визначення колової сили в зачепленні

Н (3.20)

3.14 Визначення радіальної сили в зачепленні

Н (3.21)

3.15 Визначення колової швидкості коліс

м/с (3.22)

3.16 Визначення степені точності зубчастої передачі

Прийнято степінь точності 8

3.17 Визначення коефіцієнту динамічності навантаження K_Hv,

(3.23)

3.18 Перевірка контактних напружень [s]_H

МПа (3.24)

3.19 Визначення коефіцієнту К_Fa,

Прийнято К_Fa =0.91

3.20 Визначення коефіцієнту динамічності навантаження К_Fv

(3.25)

3.21 Визначити коефіцієнти форми зуба шестерні Y_F1 і

колеса Y_F2

Прийнято Y_F1 =3.81; Y_F2 =3.60

3.22 Перевірка напруження згину зубів шестерні s_F1 і

колеса s_F2,

МПа

(3.26)

(3.27)

Таблиця 3.1 – Параметри зубчастої циліндричної передачі, мм

4. ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ

4.1 Вибір матеріалу валів

Таблиця 4.1 — Матеріал валів

4.2 Вибір допустимого напруження на кручення

Прийнято для швидкохідних валів [t]_К=10 МПа; для тихохідних валів [t]_К=20 МПа.

4.3 Визначення геометричних параметрів ступенів валів

4.3.1 Визначення геометричних параметрів ступенів вала-шестерні – швидкохідний вал

Рисунок 4.1 Типова конструкція вала-шестерні

1-а ступінь під напівмуфту - діаметр вихідного кінця вала

мм (4.1)

Прийнято d₁= 21мм

Довжина вихідного кінця вала l₁

мм (4.2)

Прийнято l₁=21 мм

2- а ступінь вала - під ущільнення кришки з отвором і підшипник

мм (4.3)

Прийнято d₂=25 мм

мм (4.4)

Прийнято l₂=38 мм

3-а ступень під шестерню

мм (4.5)

Прийнято d₃= 32мм

4-а ступень під підшипник

d₄=d₂=25 мм;

l₄=15 мм

4.3.2 Визначення геометричних параметрів ступенів вала колеса

Рисунок 4.2 Типова конструкція тихохідного вала.

1-а ступень під напівмуфту

мм (4.6)

Прийнято d₁=25 мм

мм (4.7)

2- а ступень під ущільнення кришки з отвором і підшипник

мм (4.8)

Прийнято d₂=30 мм

мм (4.9)

Прийнято l₂=38 мм

3-а ступень під колесо

мм (4.10)

Прийнято d₃=36 мм

4-а ступень під підшипник

d₄=d₂ =30 мм;

l₄=16 мм

4.4 Попередній вибір підшипників кочення

4.4.1 Для зубчастого циліндричного редуктора прийнято кулькові радіальні підшипники легкої серії (ГОСТ 8338-75), встановлені з однією фіксованою опорою

4.4.2 Вибір типорозміру підшипників

Швидкохідний вал – типорозмір 205

Тихохідний вал – типорозмір 206

4.4.3 Основні параметри підшипників

Прийнято

Таблиця 4.3- Параметри підшипників

4.5 Виконання ескізної компоновки редуктора

4.5.1 Визначення зовнішнього діаметру і довжини маточини

d_мт=(1, 55-1, 6)d₃ = 56мм (4.11)

d_мт =1.55 36=55.8

d_мт =1.6 36=57.6

l_мт =(1, 1-1, 5)d₃ =48 мм (4.12)

l_мт =1.1 36=39.6

l_мт =1.5 36=54

4.5.2 Контур внутрішньої поверхні стінок корпуса редуктора проводиться з зазором Х= мм від поверхні обертання колеса для відвертання зачеплення поверхнею колеса, яке обертається, за внутрішню стінку корпуса.

4.5.3 Відстань від осі шестерні до внутрішній поверхні корпуса

f =D/2+X = мм (4.13)

де D = мм – діаметр зовнішнього кільця підшипника швидкохідного вала.

4.5.4 Відстань між дном корпуса і поверхнею колеса прийнято

У³ 4Х= мм

4.5.4 Визначення точки прикладення і величини консольної сили

Сила тиску муфти прикладена між напівмуфтами, тому можна прийняти, що точка прикладення сили знаходиться в торцевій площині вихідного кінця вала.

Н (4.15)

5. РОЗРАХУНКОВА СХЕМА ВАЛА РЕДУКТОРА. ПОБУДОВА ЕПЮР ЗГИНАЮЧИХ І КРУТНИХ МОМЕНТІВ

5.1 Визначення реакцій опор вертикальної площини ху від радіальної сили F_r2

H (5.1)

5.2 Обчислення згинаючих моментів в вертикальній площині

Н× м (5.2)

5.3 Будується епюра згинаючих моментів М_В (М_у) в вертикальній площині

5.4 Визначення реакції опор в горизонтальній площині хz від колової сили F_t2

Н (5.3)

5.5 Обчислення згинаючих моментів в горизонтальній площині

Н× м (5.4)

5.6 Будується епюра згинаючих моментів М_Г (М_х) в горизонтальній площині

5.7 Визначення реакцій опор від консольної сили F_К

(5.5)

(5.6)

Перевірка

5.8 Будується епюра згинаючих моментів М_FК від сили F_К

Н× м (5.7)

Н× м (5.8)

5.9 Визначення сумарного згинаючого моменту в перерізі В вала під колесом

Н∙ м (5.9)

5.10 Визначення опорних реакцій вала

Н (5.10)

Н (5.11)

6. ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ

6.1 Обчислення еквівалентного динамічного навантаження найбільш навантаженого підшипника

=Н (6.1)

де V=1 — коефіцієнт обертання кільця;

К_Т =1 — температурний коефіцієнт.

К_s =1, 3 - коефіцієнт безпеки.

6.2 Обчислення довговічність підшипника

година (6.2)

6.3 Отримане значення L_10h порівнюється з L_h

Умова придатності

19551.5> 16000 годин

Умова придатності підшипника виконується.

7 КОНСТРУКТИВНА КОМПАНОВКА ПРИВОДА

7.1 Конструювання зубчастих коліс

Рисунок 7.1 Конструкція зубчастого колеса.

Таблиця 7.1 — Конструкція циліндричних зубчастих коліс, мм

8 ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНКИ

8.1 Перевірочний розрахунок веденого вала редуктора

8.1.1Обчислення допустимого напруження згину

МПа (8.1)

де s_-1= МПа-границя витривалості матеріалу

[n]=2, 2 – коефіцієнт запасу міцності;

K_s = 2, 2 – ефективний коефіцієнт концентрації напружень;

K_ри = 1 – коефіцієнт режиму навантаження.

8.1.2 Визначення найбільшого напруження згину і кручення в перерізі вала під колесом

Діаметр вала в перерізі послаблений шпонковою канавкою, тому в розрахунку приймається значення діаметру менше на 8…10 %.

де =76.3 Н∙ м – сумарний згинаючий момент

Т₂ =Т_тих =66.23 Н∙ м - крутний момент на тихохідному валу.

8.2 Перевірочний розрахунок шпонкових з’єднань

8.2.1 Вибір призматичних шпонок

d=36 Iм=48 lшп =40 10х8х40

8.2.2 Обчислення розрахункової довжини шпонки під колесом

мм (8.5)

8.2.3 Визначення розрахункового напруження зминання

МПа (8.6)

де Т=66.23 Н∙ м – крутний момент на валу;

d=36 мм – діаметр вала.

8.2.4 Перевірка умови міцності

s_зм < [s]_зм

Прийнято [s]_зм =180МПа

33.7 МПа< 180 МПа

Умова міцності забезпечена.

9. СКЛАДАННЯ СИЛОВОЇ ПАРИ РЕДУКТОРА

Складання проводять в відповідності до складального креслення силової пари. На швидкохідний вал насаджують кулькові підшипники, попередньо розігріті в мастилі до 80⁰-100⁰С.

На веденому валі закладають шпонку і запресовують зубчасте колесо. Перед запресуванням зубчастого колеса спряжені з ним поверхні вала змастити пластичним мастилом. З двох боків колеса на вал одягають розпірні втулки і встановлюють підшипники, попередньо розігріті в мастилі.

Зібрані вали укладають в основу корпуса редуктора. На вихідні кінці швидкохідного та тихохідного валів в шпонкову канавку вкладають шпонки.

Зібрану силову пару обкатують на стенді за програмою, встановленою технічними вимогами.