Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
Методические указания [Прокшин].doc
Скачиваний:
44
Добавлен:
02.05.2014
Размер:
1.44 Mб
Скачать

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, 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);

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

  • TE – эквивалентное время работы Lhe , час.

Ниже представлены варианты расчетов, сгруппированные в файлы, содержащие:

 строки идентификаторов, в которых:

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

  • B – ширина венца зубчатого колеса быстроходной и тихоходной передач, bw Б и bw 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 uБ и тихоходной uТ передач;

  • MOD – модуль зацепления (мм) для обеих передач, mБ и mТ;

  • D1 и D2 – начальные (или делительные) диаметры шестерен и колес, d1, d2 или dw1 и dw2 (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 .

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) вид зубчатых передач 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 = damax ;

B = bw Б + bw Т + 3a;

L = 0,5(daБ + daТ) + aw Б + aw Т + (3…4)a;

b0 = (3…4)a,

где da2 max – наибольшая из двух величин da2 Б или da2 Т; a – зазор между корпусом и вращающимися деталями передач (колесами) (мм), определяемый по формул:

.

Для других схем (схемы 20 и 22) эскиз по рис. 1.1 выполняется аналогично, однако, для схемы 24 принято соосное расположение быстроходного и тихоходного валов и изображение принимает другой вид, приведенный на рис. 1.2.

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

A = damax ;

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

L = aw + 0,5(da2 Б + da2 Т).

Рис. 1.1

Из условия оптимизации коэффициента перекрытия   1,1… …1,2 ширину колеса быстроходной ступени bw Б необходимо предварительно уточнить по формуле:

bw Б = m / sin.

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

Рис. 1.2.

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

V = ABL.

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

.

где – 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.

Диаграмма, показывающая изменение массы и объема в зависимости от рассматриваемого варианта, представлена на рис. 1.3.

Рис. 1.3.

1.3.3. Оценка условий смазки и выбор способа смазки передач редуктора

Двухступенчатые редукторы обычно смазываются картерным способом, при этом в корпус редуктора заливается масло, которое при эксплуатации привода периодически заменяется. Такой способ рекомендуется при окружных скоростях колес до 5 м/с и контактных напряжениях H  1000 МПа. Большинство проектируемых студентами редукторов соответствует этим условиям.

Выбранный вариант должен отвечать условию смазки зубчатых колес передач редуктора. Оптимальным считается случай, когда колесо быстроходной передачи редуктора при окружной скорости Vокр = 0,3…12,5 м/с погружено в масляную ванну на глубину (2… …2,5)m. При этом колесо тихоходной передачи погружается в масло не более, чем на 0,3da2 Т . Считают, однако, что при окружной скорости Vокр Т  1 м/с в масло можно погружать только тихоходное колесо, при этом смазка быстроходной передачи и подшипников надежно обеспечивается за счет разбрызгивания масла.

В редукторах, выполненных по соосной схеме, в масло погружают оба зубчатых колеса приблизительно на одинаковую глубину.

На рис. 1.1 и 1.2 отмечен уровень масла, отвечающий вышеприведенным требованиям, если объем масла Vм в корпусе не противоречит условию

Vм = (0,25…0,5)Р, (л)

1.3.4. Графическое оформление результатов по оптимальному варианту. Первый этап компоновки

Изображение, соответствующее первому этапу компоновки, вычерчивается на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1. Желательно каждую проекцию представить на отдельном листе формата А1 с учетом дальнейшей проработки конструкции редуктора.

1.3.5. Геометрический расчет передач редуктора

Геометрический расчет выполняется в минимальном объеме. Определению подлежат: делительные d1 и d2 и начальные dw1 и dw2 диаметры колес; коэффициенты смещения X1 и X2; диаметры окружностей вершин da1 и da2; угол зацепления w; коэффициент торцевого перекрытия ; коэффициент осевого перекрытия  для косозубых колес. Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13755-81 с параметрами: угол профиля  = 20; коэффициентом головки (ножки) зуба ; коэффициент радиального зазора с* = 0,25.

1.3.5.1. Прямозубые передачи

Коэффициенты смещения колес определяем по блокирующим контурам [9], используя линию 15 – линию выровненных удельных скольжений. Суммарный коэффициент смещения X = X1 + X2 = X задан в распечатке. Далее:

– угол зацепления

;

– делительные диаметры приводятся в распечатке. Тем не менее:

– диаметры вершин:

– диаметры впадин:

– начальные диаметры:

– коэффициент перекрытия:

где – для каждого из колес.

1.3.6.2. Косозубые передачи

Расчет основных размеров проводят по формулам п. 1.3.6.1., за исключением диаметров d1 и d. Принимают:

Далее размеры da1 , da2 , df1 и df2 вычисляют в функции делительных диаметров d1 и d2.

Коэффициент торцового перекрытия для косозубых передач:

.

Коэффициент осевого перекрытия:

.

Суммарный коэффициент перекрытия:

.