Учебное пособие: Проектування редуктора

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

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

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

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.