Алгоритм компонування циліндричного одноступінчастого редуктора

1) Вибрати масштаб і намітити розташування компоновки (рисунок 13).

2) Провести осьові лінії валів на відстані a_w одна від одної.

3) Побудувати циліндричну зубчасту передачу у відповідності з розмірами, які було от­римано при розрахунку зубчастих передач (таблиця 12).

4) На відстані 10 мм від торців шестерні і кіл виступів зубчастих коліс провести контур внутрішньої поверхні корпусу редуктора.

5) Розташувати підшипники так, щоб торцем вони знаходилися на внутрішній поверхні корпусу, а їх вісь співпадала з віссю валів. Розміри підшипників були визначені при орієнтовному розрахунку валів.

6) Викреслити вали діаметрами d_i, які були визначені при орієнтовному розрахунку валів. Довжина ділянок валів: f₁ = 3d₁; f₂ = 2,5d₂.

Висновок: визначені розміри валів і виконана ескізна компоновка редуктора.

ЛІТЕРАТУРА

1 Аблогін М.М. Кінематичний та силовий розрахунок приводу: Метод. посібник / М.М. Аблогін, С.Ф. Буденко; ТДАТУ. Каф. Деталі машин. – Мелітополь, 2007. – 20 с.

2 Буденко С.Ф. Розрахунок зубчастих циліндричних передач: Метод. посібник / С.Ф. Буденко; ТДАТА. Каф. Деталі машин. – Мелітополь, 2003. – 23 с.

3 Аблогін М.М. Розрахунок клинопасової передачі: Метод. посібник / М.М. Аблогін, С.Ф. Буденко; ТДАТА. Каф. Деталі машин. – Мелітополь, 2003. – 23 с.

4 Аблогін М.М. Розрахунок валів редукторів: Метод. вказівки / М.М. Аблогін, О.С. Ковязин; ТДАТУ. Каф. Деталі машин. – Мелітополь, 2007. – 38 с.

Рисунок 13 – Схема компоновки циліндричного одноступінчастого

редуктора

Приклад виконання

розрахунково-графічної роботи

з прикладної механіки

Міністерство аграрної політики України

Таврійський державний агротехнологічний університет

Факультет інженерії та комп’ютерних технологій

Шифр 06-112

Кафедра «Технічна механіка»

Розрахунково-графічна робота з інженерної механіки

Розробив студент групи 21Е Петров О.І.

Перевірив Антонова Г.В.

2012

1 Кінематичний та силовий розрахунок привода

Задача розрахунку: визначити загальний ККД привода, вибрати електродвигун, вичислити загальне передаточне число привода і провести розподіл його по ступеням; розрахувати основні швидкісні та силові параметри на валах привода.

Вихідні дані:

- потужність на веденому валу Р = 4,0 кВт;

- кутова швидкість веденого вала  = 8,0 рад/с;

- синхронна частота обертання електродвигуна n_ec = 1000 об/хв.

Рисунок 1 – Кінематична схема привода

1.1 Загальний коефіцієнт корисної дії привода

де _п – коефіцієнт корисної дії пасової передачі, приймаємо _п = 0,96;

_з – коефіцієнт корисної дії циліндричної зубчастої передачі, приймаємо _з = 0,98;

_пп – коефіцієнт корисної дії пари підшипників, приймаємо _пп = 0,99;

_м – коефіцієнт корисної дії з’єднувальної муфти, приймаємо _м = 0,98.

.

1.2 Потужність, яка потрібна на привод транспортера

кВт.

1.3 Вибір електродвигуна

Вибираємо електродвигун 4А112МВ6 з потужністю Р_ед = 4 кВт і номінальною частотою обертання n_ен = 950 об/хв.

Завантаження електродвигуна

%.

1.4 Загальне передаточне число привода

,

де n – частота обертання веденого вала,

об/хв.

1.5 Розподіл загального передаточного числа по ступеням привода

1.5.1 Приймаємо попереднє передаточне відношення пасової передачі і = 2.

1.5.2 Попереднє передаточне число редуктора

.

Приймаємо u = 6,3.

1.5.3 Передаточне відношення пасової передачі

.

1.6 Частота обертання та кутова швидкість валів привода

об/хв; рад/с;

об/хв; рад/с; об/хв; рад/с.

1.7 Потужність на валах привода

кВт; кВт;

кВт.

1.8 Обертаючі моменти на валах привода

Нм; Нм;

Нм.

Результати розрахунків зводимо у таблицю 1.

Таблиця 1 – Кінематичні та силові параметри привода

Вал	Потужність Р, кВт	Кутова швидкість , рад/с	Частота обертання n, об/хв	Обертаючий момент Т, Нм
I	4,43	99,5	950	44,5
II	4,21	50,4	481	83,5
III	4,00	8,00	76,4	500

Висновок: визначені основні силові та кінематичні параметри привода.

2 РОЗРАХУНОК ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПРЯМОЗУБОЇ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

Задача розрахунку: вибрати матеріали для зубчастих коліс; визначити основні геометричні та кінематичні параметри передач; вичислити зусилля в зачепленні; перевірити передачу по напруженнях згину.

Вихідні дані:

- момент обертаючий на колесі Т₂ = 500 Н·м;

- частота обертання колеса n₂ = 76,4, об/хв;

- передаточне число передачі u = 6,3;

- строк служби t_p = 4 р;

- число робочих змін К_зм = 2;

- розташування коліс відносно опор симетричне.

Рисунок 2 – Схема зубчастої передачі

2.1 Вибір матеріалу зубчастих коліс

- шестерня: сталь 50, термообробка поліпшення, _мц = 790 МПа, _т = 540 МПа, середня твердість 266 НВ;

- колесо: сталь 45, термообробка нормалізація, _мц = 550 МПа, _т = 280 МПа, середня твердість 194 НВ.

2.2 Строк служби передачі

,

де Д_р – число робочих днів у році, приймаємо Д_р = 250;

t_зм – тривалість робочої зміни, приймаємо t_зм = 8 год,

год.

Число циклів навантаження зубів колеса

.

2.3 Розрахунок допустимих напружень

2.3.1 Допустимі контактні напруження при розрахунку на втому

,

де _{H lim 2} – базова границя контактної витривалості при базовому числі циклів навантаження N_Н0 = 10⁷, _{H lim 2} = 458 МПа;

Z_R – коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні зуба, при чистовому фрезеруванні або струганні Z_R = 0,9 ;

S_H – коефіцієнт запасу міцності, для нормалізованих та поліпшених зубів S_H = 1,0;

K_HL – коефіцієнт довговічності передачі при розрахунку на контактну міцність, оскільки N₂ > N_H0, то K_HL = 1.

МПа.

2.3.2 Допустимі напруження згину

,

де _{F lim 2} – базова границя витривалості по напруженням згину для матеріалу колеса при базовому числі циклів навантаження N_FО = 410⁶, _{F lim 2} = 454 МПа;

K_FC – коефіцієнт реверсивності, при односторонній роботі зубів K_FC = 1,0;

S_F – коефіцієнт запасу міцності, для поковок і штамповок S_F = 1,7;

K_FL – коефіцієнт довговічності при розрахунку на згин, оскільки N₂ > N_F0, то K_FL = 1

МПа.

2.4 Міжосьова відстань передачі із умови контактної міцності

,

де K_a – коефіцієнт міжосьової відстані, для прямозубих сталевих коліс К_а = 49,5;

К_Н – коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба, приймаємо К_Н = 1,2;

_ba – коефіцієнт ширини колеса, _ba = 0,315.

мм.

Приймаємо a_w = 250 мм.

2.5 Модуль зачеплення

Для силових передач рекомендують приймати нормальний модуль із діапазону

мм.

Приймаємо m = 4 мм.

2.6 Визначення числа зубів

2.6.1 Сумарне число зубів шестерні та колеса

.

2.6.2 Число зубів шестерні

.

Приймаємо Z₁ = 17.

2.6.3 Число зубів колеса

.

2.6.4 Фактичне передаточне число зубчастої передачі

.

2.7 Геометричні розміри зубчастих коліс

2.7.1 Ділильні діаметри

мм; мм.

2.7.2 Діаметри виступів та западин

мм; мм;

мм; мм.

2.7.3 Ширина колеса і шестерні

мм.

Приймаємо b₂ = 79 мм.

мм.

Приймаємо b₁ = 82 мм.

2.7.4 Коефіцієнт ширини шестерні

.

2.8 Колова швидкість передачі, м/с

м/с.

Для підвищення кінематичних показників передачі приймаємо 8-у ступінь точності.

2.9 Зусилля в зачепленні

2.9.1 Колові F_t

Н.

2.9.2 Радіальні F_r

Н,

де  – кут зачеплення,  = 20 для стандартних зачеплень.

2.10.1 Перевірка передачі по контактним напруженням

Умова контактної міцності

,

де _Н – контактні напруження, що діють у зачепленні, МПа;

К_Н – коефіцієнт, для прямозубих коліс К_Н = 320;

К_Н – уточнене значення коефіцієнта концентрації навантаження по довжині зуба, К_Н = 1,05;

К_НV – коефіцієнт динамічності навантаження, К_НV = 1,09.

МПа

2.10.2 Завантаження передачі по контактним напруженням

%.

2.11 Перевірка зубів колеса на згин

Умова міцності зубів колеса на згин

,

де _F2 – напруження згину, що діють у поперечному перерізі зуба колеса;

К_F – коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба при розрахунку на згин, К_F = 1,12;

К_FV – коефіцієнт динамічності навантаження, К_FV = 1,17;

Y_F2 – коефіцієнт форми зуба колеса, Y_F2 = 3,75.

МПа.

Геометричні розміри коліс зводимо у таблицю 2.

Таблиця 2 – Геометричні розміри зубчастої передачі

Параметр передачі	Шестерня	Колесо
Ділильний діаметр, мм	d1 = 68,00	d2 = 432,00
Діаметр кола виступів, мм	da1 = 76,00	da2 = 440,00
Діаметр кола западин, мм	df1 = 58,00	df2 = 422,00
Ширина зубчастого вінця, мм	b1 = 82	b2 = 79

Висновок: обрані матеріали для виготовлення зубчатої циліндричної передачі, отримані геометричні розміри коліс, які відповідають вимогам міцності.