1.3. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора

1.3.1. Идентификаторы программы reduce. Чтение распечатки

В процессе работы программы REDUCE по данным, введенным по табл. 1.1, численным значениям параметров присваиваются идентификаторы, приведенные ниже. В верхней части содержатся исходные данные для расчетов, записанные в три строки и несколько столбцов. Показаны:

• обозначение группы, фамилия студента, обозначение схемы редуктора;

• MOM – момент на колесе тихоходной передачи T_2Т, Нм;

• I – передаточное отношение редуктора, i;

• SIG1 и SIG2 – предварительно назначенные значения допускаемых контактных напряжений для быстроходной и тихоходной передач редуктора соответственно [_H]_Б и [_H]_Т, МПа;

• PSI1 и PSI2 – коэффициенты ширины зубчатых колес для быстроходной и тихоходной передач соответственно _ba Б и _ba Т ;

• L1 и L2 – коды зубчатых быстроходной и тихоходной передач (напоминаем: 1 – прямозубая, 2 – косозубая, 3 – шевронная передача, 4 – передача коническими колесами прямозубая);

• CH – частота вращения быстроходного вала редуктора, мин^-1, обозначаемое как n;

• TE – эквивалентное время работы L_he , час.

Ниже представлены варианты расчетов, сгруппированные в файлы, содержащие строки идентификаторов (для цилиндрических редукторов по схемам 20, 21, 22 и 24, а также редуктора по схеме 23 с конической быстроходной передачей), в которых:

• AW – межосевые расстояния передач a_w Б и a_w Т, мм;

• B – ширина венца зубчатого колеса быстроходной и тихоходной передач, b_w Б и b_w Т, мм. Внимание! Для шевронных передач указана суммарная ширина колес двух полушевронов;

• Z1 и Z2 – числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂ соответствующей передачи;

• U – передаточное число зубчатой пары для быстроходной u_Б и тихоходной u_Т передач;

• MOD – модуль зацепления (мм) для обеих передач, m_Б и m_Т;

• D1 и D2 – начальные (или делительные) диаметры шестерен и колес, d₁, d₂ или d_w1 и d_w2 (мм) – соответственно уточняются при наличии в распечатке коэффициентов смещения X, отличных от нуля;

• X – суммарные коэффициенты смещения для обеих передач;

• BETA – углы наклона зубьев (град) на делительном диаметре шестерни и колеса, _Б и _Т;

• DELT – угол делительного конуса шестерни передачи коническими колесами, ₁.

Ниже приведены значения требуемой динамической грузоподъемности C, кН для подшипников валов редуктора в двух колонках: левая содержит значения C для шариковых радиальных, правая – для конических радиально-упорных подшипников:

– ВАЛ1 – быстроходного вала;

– ВАЛ2 – промежуточного вала;

– ВАЛ3 – тихоходного вала.

1.3.2. Обработка результатов расчета на пэвм. Оптимизация по критериям минимального объема и массы зубчатых колес

Для редукторов, выполненных по развернутой схеме (схема 20, 21 и 22) зубчатые передачи изображают в двух проекциях.

На рис. 1.1 приведены основные размеры зубчатых передач редуктора по схеме 21 с шевронной быстроходной передачей и выделены размеры A, B и L, определяемые для каждого из содержащихся в распечатке варианта по следующим формулам:

A = d_a2 max ;

B = b_w Б + b_w Т + 3a;

L = 0,5(d_a1 Б + d_a2 Т) + a_w Б + a_w Т + (3…4)a;

b₀ = (3…4)a,

где d_a2 max – наибольшая из двух величин d_a2 Б или d_a2 Т; a – зазор между корпусом и вращающимися деталями передач (колесами) (мм), предварительно определяемый по формуле

мм.

Рис. 1.1

Для других схем цилиндрических редукторов (схемы 20 и 22) эскиз по рис. 1.1, а выполняется аналогично.

Для редукторов по схемам 20 и 22 взаимное расположение зубчатых колес и шестерен показано на рис. 1.2 и 1.3. Особенности компоновки редуктора по схеме 20 (рис. 1.2)

Редуктор с тихоходной шевронной передачей компонуется в соответствии с рис. 1.3.

Рис. 1.2

Рис. 1.3

Для схемы 24 принято соосное расположение быстроходного и тихоходного валов и изображение принимает другой вид, приведенный на рис. 1.4.

В этом случае размеры, определяющие габаритно-массовые характеристики, находим по формулам:

A = d_a2 max ;

B = b_w Б + b_w Т + 2a + (0,45…0,55)a_w;

L = a_w + 0,5(d_a2 Б + d_a2 Т).

Из условия оптимизации коэффициента перекрытия _  1,1… …1,2 для любой косозубой передачи ширину колеса b_w Б или b_w Т необходимо предварительно уточнить по формуле:

b_w Б = _m / sin.

Рис. 1.4

Напомним, что полученное значение для шевронных передач соответствует половине ширины, указанной в распечатке.

Сравнение вариантов рекомендуется производить по диаграмме, которая строится в следующем порядке.

Объем корпуса коническо-цилиндического редуктора (схема 23) определяют с учетом особенностей его компоновки (рис. 1.5) по приближенным формулам.

Рис. 1.5

Размеры A, B и L соответственно:

A – выбирается как большее из двух значений, т.е. d_a2(T) или d_ae2;

B = (С₂ + F₂) + b_wТ + 4a, размеры C₂ и F₂ показаны на рис. 1.8.

На данной стадии проектирования, поскольку параметр B используется в сравнительном анализе, его можно оценить ориентировочно следующим образом

, или B  2(b_w(T) + 2a),

и в дальнейшем уточнить. Напомним, что ₂ = 90 – ₁, а угол ₁ содержится в распечатке.

L = 0,5(d_ae2 + d_a2 (Т)) + a_w Т + 3a.

Объем корпуса редуктора, в основном определяющий массу редуктора, можно оценить по формуле:

V = ABL.

Массу заготовок для зубчатых колес, характеризующую затраты на материалы, вычисляется по следующим формулам:

– для цилиндрических редукторов,

где (∙/4) – коэффициент пропорциональности, для стальных зубчатых колес можно принять равным 6,12, кг/дм³. Если при расчетах V и m размеры колес выражать в дм, тогда объем выразится в литрах, а масса в кг;

– для редуктора по схеме 23 с конической быстроходной передачей, массу зубчатых колес подсчитываем в соответствии с рис. 1.8,

Диаграмма, показывающая изменение массы и объема в зависимости от рассматриваемого варианта, представлена на рис. 1.6.

Рис. 1.6