Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора

 

Расчет может проводиться по методике, изложенной в [14]. Толщина стенок корпуса b = 0,025а _W + 1 и крышки: b_к = 0,02а _W + 1. Поскольку корпус редуктора общего назначения представляет собой чугунную отливку в песчано-глиняную форму, то по техническим возможностям данного метода принимается, что полученная толщина не может быть менее 8 мм для корпуса и 6 мм для крышки.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
- верхнего пояса корпуса и пояса крышки b_кф = 1,5b; b_крф = 1,5b_к ;
- нижнего пояса (опорной поверхности) корпуса р = 2,35b.

Диаметр болтов:

- фундаментных d_ф = (0,03 – 0,036)а _W + 12.

- соединяющих крышку с корпусом у гнезд подшипников

d_к = (0,7 – 0,75) d_ф;

- соединяющих крышку с корпусом d_кк = (0,5 – 0,6) d_ф

Полученное значение округляется в большую сторону до ближайшего стандартного диаметра резьбы.

 

Первый этап компоновки редуктора

Компоновку редуктора обычно проводят в два этапа. На первом приближенно определяют положения зубчатых колес и звёздочек (шкивов) относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников, а также внешние и внутренние размеры редуктора.

Компоновочный чертеж выполняется тонкими линиями в масштабе 1 : 1 в одной проекции с разрезом по осям валов при снятой крышке редуктора (рекомендуется выполнять на миллиметровой бумаге).

Последовательность выполнения компоновки цилиндрического редуктора рекомендуется следующая.

1) Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводят горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии a_w .

 

                                                               a_w

 

 

 

 

2) Вычерчивают упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса определяется по разделу 6.

 

3) Проводят контур внутренней стенки корпуса исходя из следующих соображений:

- зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса
А₁ = 1,2δ, где δ – толщина стенки редуктора (при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы), может приниматься величина х из раздела 5;

- зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ, может приниматься величина х из раздела 5;

4) Вычерчивают контур фланца под установку подшипников, ширину которого выбирают равной ранее определенному значению W для ведомого вала с учетом выполнения соотношения для глубины гнезда подшипника l_п = 1,5В, где В – ширина выбранного подшипника.

                                                                               А

 

 

 

                                   А₁                      А₁               

                                                                         А

                             W

 

5) Предварительно выбирают тип и серию подшипников, исходя из следующих соображений: для прямозубых колес – шариковые радиальные; для косозубых при углах наклона зубьев менее 10⁰ – шариковые радиально-упорные, при углах более 10⁰ – роликовые конические; для конических зубчатых и червячных передач целесообразно выбирать роликовые конические подшипники; для всех типов подшипников легкие серии применяются при мощностях менее 3 кВт, средние серии – при 3-10 кВт, при больших мощностях целесообразнее тяжелые серии; при ограничениях по радиальным размерам можно применять пары подшипников более легкой серии. При этом выбирают внутренний диаметр d, наружный диаметр D, ширину B, динамическую грузоподъемность С, для радиально-упорных подшипников – дополнительно параметр е.

6) Предварительно намечают контуры подшипников необходимой серии; габариты подшипников выбираются по диаметру вала в месте посадки подшипников, допускается устанавливать подшипники так, чтобы их среднее сечение проходило через середину фланца корпуса (W/2).

7) Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления на вал между подшипником и большей шейкой устанавливают мазеудерживающие кольца. Пример оформления данного участка вала представлен на рис. 8.1.

 

 

                                                                                

 

 

 

                                                                                   

                                                                         

                            

                                                 0,1-0,2                          1-2

 

                                      

 

 

 

 

Рис. 8.1 Установка мазеудерживающего кольца на шейку вала

 

8) Длину выступающих шеек вала определяют с учетом найденной ранее (раздел 5) величины f , ширины гнезда под подшипник W, и рекомендации, чтобы шейка вала под подшипник выступала за внешний контур гнезда на 10-15 мм.

 

                                                 f 10-15

                                   n                                 s =f -n-(10-15)

                                         

 

 

                                          s

 

 

          f ₁                                    δ

 

 

       δ

 

                   δ                  1,2δ = х    W

 

 

                                                                             W/2    

 

 

                                  l ₁              l ₂                  l ₃ = f ₂

 

Рис. 8.2 Пример первого этапа компоновки цилиндрического редуктора

Выполнение компоновки конического редуктора имеет следующие особенности.

1) По середине листа проводят вертикальную линию, определяющую ось ведомого вала; вправо от оси проводят ось ведущего вала; от точки пересечения осей строят рассчитанные делительные конуса шестерни и колеса.

 

 

2) Откладывают внешний делительный диаметр колеса до пересечения с линиями, ограничивающими его делительный конус; от соответствующей точки пересечения откладывают внешний делительный диаметр шестерни; от полученных точек пересечения откладывают рассчитанные длины зубьев b ₁ и b ₂.

 

 

3) Проводят прямую линию через среднее сечение шестерни, от нее откладывают расстояние u и проводят линию среднего сечения подшипника, далее откладывают расстояние е и проводят линию среднего сечения второго подшипника, от которой откладывают расстояние f ₁ определенное по табл. 5.1; от правого торца шестерни откладывают расстояние х и намечают положение внутренней стенки корпуса редуктора.

                                                                 х

 

 

                                                                 е u    f

 

4) В соответствии с выбранным типом подшипников ведущего вала определяют их размеры и размещают в соответствии с определенными расстояниями е и u; размечают гнездо под установку подшипников и намечают вал.

 

                                                                 х

 

 

                                                                 е   u    f

5) Вычерчивают ступицу конического колеса и от ее нижнего края откладывают расстояние х; откладывают ширину гнезда под установку подшипника W, определенное по табл. 5.1, в среднем его сечении размещают выбранный ранее подшипник; в соответствии с расчетом откладывают расстояние до среднего сечения второго подшипника.

                                                                 х

                 L

 

          x

                    W

                                                                 е   u    f

 

6) Дальнейшие построения проводят аналогично рассмотренным выше для цилиндрического редуктора.

 

Компоновку червячного редуктора проводят аналогично, как для цилиндрического, но выполняют два сечения: в плоскости червяка и в плоскости колеса, поскольку червячная передача относится к передачам со скрещивающимися в двух плоскостях осями.

 

Расчет внешней передачи

В большинстве редукторов общего назначения между редуктором и двигателем или между редуктором и рабочим органом машины устанавливаются открытые передачи. При этом на входе обычно применяются клино- или плоскоременные передачи, либо передачи отсутствуют и связь редуктора с валом двигателя осуществляется при помощи муфт различных типов. На выходе чаще всего устанавливают цепные, винтовые или зубчатые передачи.

 

Расчет цепной передачи

Расчет цепной передачи начинают с выбора числа зубьев меньшей звездочки в соответствии с типом цепи и принятым передаточным числом [16, 17].

 

Таблица 9.1 Рекомендуемые числа зубьев меньшей звездочки в зависимости от передаточного числа передачи

 

Тип цепи	z 1 при передаточном числе						z 1 min
	1-2	2-3	3-4	4-5	5-6	6
Втулочная и роликовая	31-27	27-25	25-23	23-21	21-17	17-15	13 (9)
Зубчатая	35-32	32-30	30-27	27-23	23-19	19-17	17 (13)

 

Таблица 9.2 Минимально допустимые числа зубьев звездочки в зависимости от шага цепи

 

t , мм	8	9,525	12,7	15,875	19,05	25,4	31,75	38,1	44,45	50,08
z 1 min	9	11	11	13	13	15	15	17	19	19

 

Пользуясь табл. 9.1 и 9.2, сначала по передаточному числу выбирают минимальное число зубьев ведущей звездочки, а затем – по нему предварительно выбирают шаг звеньев цепи.

 

Определяют число зубьев ведомой (большей) звездочки

z ₂ = z ₁ u _вн

 

При этом учитывают, что:

Число зубьев малой звездочки:

рекомендуемое                                                

минимальное                                                  

Для высокоскоростных приводов (V>16 м/с) z следует выбирать в 1,8-2 раза большим, но не более 45-50.

Максимальное число зубьев большой звездочки z_max = 120

 

По найденному числу зубьев малой звездочки с учетом частоты ее вращения и предварительно выбранного шага выбирают допускаемое среднее давление [ p ] (табл. 9.3 [16, 17]).

 

Таблица 9.3 Допускаемое среднее давление в шарнире цепи  [ p ] в зависимости от шага цепи при числе зубьев z ₁ = 15-30

 

Максимальная частота враще-ния меньшей звездочки, об/мин	Величина [p], Н/мм2 при шаге цепи
	12,7-15,87	19,05-25,04	31,75-38,1	44,45-50,8
50	34,3	34,3	34,3	34,3
200	30,9	29,4	28,1	25,7
400	28,1	25,7	23,7	20,6
600	25,7	22,9	20,6	17,2
800	23,7	20,6	18,1	14,7
1000	22,0	18,6	16,3	-
1200	20,6	17,2	14,7	-
1600	18,1	14,7	-	-
2000	16,3	-	-	-
2400	14,7	-	-	-
2800	13,4	-	-	-

 

Определяют коэффициент эксплуатации (коэффициент нагрузки), который представляет собой произведение:

К_Э = К_Д К_А К_Н К_РЕГ К_СМ К_РЕЖ К_Т

 

Коэффициент К_Д учитывает динамичность нагрузки, при спокойной нагрузке равный 1; при нагрузке с толчками 1,2…1,5; при сильных ударах 1,8.  

Коэффициент К_А учитывает влияние длины цепи (межосевого расстояния), чем длиннее цепь, тем реже каждое звено входит в зацепление со звездочкой и тем меньше износ в шарнирах; при a_W = (30…50) t            К_А = 1; в других случаях   , где L ₀ - длина цепи при a_W =40 t, L- длина рассчитываемой цепи.

Коэффициент К_Н учитывает влияние наклона линии центров звездочек передачи к горизонту. Чем больше наклон передачи, тем меньше допустимый суммарный износ цепи: при угле наклона ψ≤45⁰ К_Н = 1; при ψ>45⁰ К_Н =0,15√ ψ.

Коэффициент К_РЕГ учитывает влияние регулировки цепи; для передач с регулировкой положения оси одной из звездочек он равен 1, для передач с нерегулируемым положением звездочек – 1,25.

Коэффициент К_СМ учитывает влияние характера смазывания; при непрерывном смазывании в масляной ванне или от насоса он равен 0,8; при регулярном капельном или внутришарнирном смазывании - 1, при нерегулярном смазывании - 1,5. Коэффициент

К_РЕЖ учитывает влияние режима работы передачи. С учетом пропорциональность пути трения и числа смен N _СМ работы передачи, получают .

Коэффициент К_Т учитывает влияние температуры окружающей среды, при – 25⁰ < T < 150⁰ C его принимают равным 1; при экстремальных условиях – больше 1.

Если по расчету значение коэффициента К_Э >3, то возможности передачи используются недостаточно и следует принять меры по улучшению условий работы.

С учетом полученных результатов получают расчетный шаг цепи, величину которого округляют до ближайшего стандартного значения:

где N – мощность, передаваемая цепной передачей, Вт, ω₁ – угловая скорость ведущей звездочки, рад/с.

Угол поворота звеньев цепи на ведущей звездочке равен:

φ = 360/ z ₁

Делительные диаметры малой и большой звездочек определяется по выражениям:

; D _д2 = D _д u _вн

Межосевое расстояние в цепной передаче определяется по шагу цепи:

a_W = (30-50) t ,

При этом принимается во внимание, что величина межосевого расстояния не может превышать значения a_Wmax = 80 t.

Длина цепи вычисляется по выражению:

 

L = 2 a_W + 0,5 z_Ct + Δ ² t ² / a_W

 

В этом выражении: z_C = z ₁ + z ₂  и Δ = ( z ₂ + z ₁ ) / 2π.

Приняв обозначение A_t = a_W / t, определяют число звеньев цепи:

L_t = 2 A_t + 0,5 z_C + ² t ² / A_t

 

Полученное значение округляют до целого числа и определяют A_{t о} .

Находят фактическое межосевое расстояние a_W = A_{t о} t .

В ведущей ветви цепи в процессе стационарной работы передачи действует постоянная сила F ₁, состоящая из окружной силы F_t и силы натяжения ведомой ветви F ₂: F ₁ = F_t + F ₂ .

Окружная сила на звездочках:

 

F_t  = 2.10³ Т₂ / D _д

 

где Т₂ - вращающий момент на ведущей звездочке, равный;

D _д - делительный диаметр ведущей звездочки.

Сила натяжения ведомой ветви: F ₂ = F ₀ + F _Ц

где F ₀ - натяжение цепи от силы тяжести; F _Ц - натяжение от центробежных сил.

Натяжение от силы тяжести при горизонтальном (и близком к нему) положении линии, соединяющей оси звездочек, определяется как для гибкой нерастяжимой нити: .

где m ₁ - погонная масса цепи; g - ускорение свободного падения, a_W - межосевое расстояние; f = 0,01 a_W  - стрела провисания цепи.

Необходимые для расчетов параметры стандартных цепей приведены в табл. 9.4 и табл. 9.5 [16, 17].

 

Таблица 9.4 Размеры элементов цепей роликовых типа ПР (ГОСТ 10947-64 и ГОСТ 13568-68)

 

t	B	BBH	s	dP	d	b	l	Q , H	m 1,H/м
12,7	8,0	5,4	1,65	8,51	4,45	11,8	15,5	18000	6,2
12,7	11,3	7,75	1,65	8,51	4,45	11,8	17,9	18000	7,1
15,875	10,78	6,48	1,65	10,16	5,08	14,7	19,0	23000	8,0
15,875	13,95	9,65	1,65	10,16	5,08	14,7	23,2	23000	9,6
19,05	17,75	12,7	2,2	11,91	5,96	18,1	30,6	25000	15,2
25,4	22,8	15,88	3,25	15,88	7,95	24,1	38,5	50000	25,7
31,75	27,5	19,05	4,2	19,05	9,55	30,2	46,0	70000	37,3
38,1	35,5	25,4	4,8	22,23	11,12	36,1	56,9	100000	55,0
44,45	37,19	25,4	5,6	25,4	12,72	42,2	61,3	130000	75,0
50,8	45,2	31,75	6,4	28,58	14,29	48,3	72,0	160000	97,0

 

 

Таблица 9.5 Размеры элементов цепей роликовых двухрядных типа 2ПР (ГОСТ 10947-64)

 

t	B	BBH	s	dP	d	b	l	Q , H	m 1,H/м
12,7	11,3	7,75	1,65	8,51	4,45	11,8	34,9	32000	13,5
15,875	13,28	9,65	1,65	10,16	5,08	14,7	40,3	45000	18,5
19,05	17,75	12,7	2,2	11,91	5,96	18,1	53,4	64000	29,0
25,4	22,61	15,88	3,25	15,88	7,95	24,1	67,8	114000	50,0
31,75	27,46	19,05	4,2	19,05	9,55	30,2	81,8	177000	73,0
38,1	35,46	25,4	4,8	22,23	11,12	36,1	102,4	254000	110,0
44,45	37,19	25,4	5,6	26,4	12,72	42,2	110,2	344000	143,6
50,4	45,21	31,75	6,4	28,58	14,29	48,3	130,5	454000	191,0

 

В таблицах обозначено: t - шаг цепи, В – ширина внутреннего звена, В_ВН – расстояние между пластинами внутреннего звена, s - толщина пластин, d_P - диаметр ролика, d - диаметр валика, b - ширина пластины, l - длина валика, Q - разрушающая нагрузка. Все размеры даны в мм.

 

При вертикальном (и близком к нему) положении линии центров звездочек: F ₀ = m ₁ g a_W

Натяжение цепи от действия центробежных сил определяют по аналогии с ременными передачами: F _Ц = m ₁ V ² .

где V = z ₁ tn ₁ / 60*1000 – средняя скорость движения цепи.

Если ветви цепей параллельны, сила, действующая на валы равна  F_Σ = F ₁ + F ₂ или F_Σ = F_t + 2 F ₂ .

Расчетная сила, действующая на валы передачи: F_Σ = k_B F_t .

где k_B - коэффициент, учитывающий вес цепи. Для горизонтальной передачи принимают k_B = 1,15; для вертикальной передачи k_B = 1,05.

Предварительный проверочный расчет начинают с определения величины статической разрушающей силы проектируемой цепи:

F_P ^/ = F_t S

где S - коэффициент безопасности, зависящий от степени ответственности передачи, точности определения действующих нагрузок и коррозионного воздействия на передачу. При отсутствии коррозии          S_min = 6-10, при активной коррозии S_min = 18-50.

Полученное значение сравнивают с величиной Q, должно выполняться условие:  F_P ^/ < Q .

По найденному значению F_P ^/ по стандартам на приводные цепи находят несколько вариантов цепи, для которых разрушающая сила больше требуемой. Найденные варианты различаются шагом, числом рядов и типом цепи. Предварительный расчет, как правило, не позволяет выбрать единственный наиболее целесообразный вариант, а лишь определяет набор возможных решений.

Основной проверочный расчет цепной передачи проводят по условию износостойкости шарниров цепи, исходя из давления в шарнирах.

Давление в шарнирах р не должно превышать допустимого значения в данных условиях эксплуатации. Условное давление в шарнирах цепи в предположении нулевого зазора между валиком и втулкой и равномерного распределения давления в шарнире равно:

где К_Э - коэффициент эксплуатации; F_t - окружная сила на звездочках; А - площадь проекции шарнира на диаметральное сечение, [ p ]- допустимое давление, для средних эксплуатационных условий эксплуатации, при которых К_Э = 1, определяемое по табл. 9.3.

Площадь проекции шарнира: А= d b ,

где d - диаметр валика; b - длина втулки. Для стандартных цепей А определяется по табл. 9.6 [13] в зависимости от шага t.

 

Таблица 9.6 Проекции опорных поверхностей шарниров А приводных роликовых цепей, мм²

 

Шаг цепи t, мм	Тип цепи
	однорядная	двухрядная	трехрядная	четырехрядная
8	11	-	-	-
9,525	28	-	-	-
12,7	39,6	85,3	125,5	-
15,875	51,5	115	169	-
19,05	106	180	265	318
25,4	180	305	450	540
31,75	262	446	655	786
38,1	395	672	986	1185
44,45	473	802	1180	1420
50,8	645	1095	1610	1935

 

Проверочные расчеты передачи проводят при значительных отличиях реальных условий эксплуатации от средних.

Точное определение ресурса цепи по износу шарниров весьма затруднительно. Интенсивность изнашивания шарниров цепей при изменении конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов в пределах, характерных для реальных машин, изменяется от 0,00001 до 1000 мкм на 1 м пути трения. Поэтому расчет приводных цепей на износ по единой зависимости пока невозможен. С достаточной точностью такие расчеты выполняют по методу подобия, согласно которому срок службы рассчитываемой приводной цепи равен Т = Т_а К

В этой зависимости Т_а - ресурс цепи в эталонной передаче; К - коэффициент, учитывающий отличия в конструкции, технологии и эксплуатации реальной передачи от эталонной.

 

β

γ

Основные конструктивные размеры звездочек приведены на рис. 9.1.

	x1		b

y1

         

hГ

δа

fg

O1

r2

O2

Dд

De

Di

α

φ/2

r1

x2

y2

r3

δД

r

t

 

 

Рис. 9.1 Конструктивные элементы звездочки

 

Конструктивные размеры звездочек для втулочных и роликовых цепей определяются по следующим зависимостям [16, 17].

- Диаметры окружностей:

выступов                                                             

Коэффициент К принимают: для звездочек с числом зубьев z < 11 К=0,58;

при 11< z <17 К=0,56; при 17 <z <35 К=0,53; при z >35 К=0,5.

 

впадин                                                                 

- Углы:

половина угла зуба                                              γ = 17⁰ – 64⁰/ z

половина угла впадины                                      α = 55⁰ – 60⁰/ z

- сопряжения                                                             β = 18⁰ – 56⁰/ z

- Радиусы:

впадины зуба                                                            r = 0,5025 d_P + 0,05

сопряжения                                                          r ₁ = 0,8 d_P + r

головки зуба                 r ₂ = d_P (0,8 cos β + 1,24 cos γ – 1,3025) – 0,05

- Длина прямого участка                              fg = d_P (1,24 sin γ – 0,8 sin β)

- Радиус закругления зуба                                                       r ₃ = 1,7 d_P

- Расстояние О₁О₂                                                          O ₁ O ₂ = 1,24 d_P

- Координаты:                                                             x ₁ = 0,8 d_P sin α

                                                                                     y ₁ = 0,8 d_P cos α

                                                                           x₂ = 1,24 d_P cos 180⁰/z

                                                                           y₂ =1,24 d_P sin 180⁰ /z

- Координаты центра радиуса                                          h_r = 0,8 d_P

- Ширина зуба:

однорядная цепь                                                   b = 0,93 B_BH – 0,15

двух- и трехрядная цепь                                         b = 0,9 B_BH – 0,15

многорядная цепь                                                        b = 0,86 B_BH – 0,3

-Толщина обода звездочки                               δ_a = 0,5 t (для стали)

                                                                          δ_a = 0,7 t (для чугуна)

- Толщина диска звездочки                               δ _Д = 0,5 t (для стали)

                                                                           δ _Д = 0,7 t (для чугуна)

Параметры d_P и B_BH выбирают по табл. 9.4 и 9.5.

Расчет ременной передачи

В основе расчета ременных передач лежит выбор длины ремня и уточнение межосевого расстояния.

1 этап. В зависимости от принятого межосевого расстояния и принятых диаметров шкивов рассчитывается предварительная длина ремня.

 

Из геометрических построений можно рассчитать длину ремня.

2 этап Округление  до ближайшего большего стандартного значения      ( .

3 этап. Рассчитывается межосевое расстояние как функция диаметров и принятой стандартной длины ремня  .

 

В целях обеспечения нужного значения , предварительного натяжения и компенсации вытяжки ремня применяются натяжные устройства. В большинстве приводов общего назначения, которые как правило не являются быстроходными, но передают значительные усилия, применяют клиновые ремни. Поэтому в данном проекте необходимо осуществить выбор и расчет клиноременной передачи. По известному моменту на ведомом валу выбирают тип ремня и его размеры, а также определяют минимально допустимый диаметр шкива в соответствии с табл. 9.7 [16, 17]. Основные размеры сечения ремня указаны на рис. 9.2.

 

 

                            a                               a_p

 

                                                                  y ₀

Рис. 9.2 Размеры сечения клинового ремня

                        

                                                                          h

 

                                                       φ ₀

 

 

Таблица 9.7 Размеры клиновых ремней [16, 17]

 

Тип и сечение ремня	Размеры сечения, мм				F 1 , мм2	L , мм		Dmin , мм	T 2 Н м
	ap	h	a	y 0		min	max
Норм.
О	8,5	6	10	2,1	47	400	2500	63	25
А	11	8	13	2,8	81	560	4000	90	11-70
Б	14	10,5	17	4	138	1000	6300	125	40-190
В	19	13,5	22	4,8	230	1800	10600	200	110-550
Г	27	19	32	6,9	476	3150	15000	315	450-2000
Д	32	23,5	38	8,3	692	4500	18000	500	1100-4500
Е	42	30	50	11	1170	6300	14000	800	2200
Узкий
1-8,5	8,5	8	10,5	2,4	61	710	1500	71
1-11	11	10	13	3	94	750	1650	90
1-14	14	13	17	3,9	159	1000	2000	140

 

На меньшем шкиве необходимо обеспечивать угол обхвата не менее 120⁰. Предельные межосевые расстояния в клиноременной передаче должны выбираться из соотношений:

A_min = 0,55(D₁ + D₂) + h

A_max =2( D ₁ + D ₂ )

Для уменьшения напряжений изгиба в ремне рекомендуется придерживаться следующих соотношений межосевого расстояния, диаметра большего шкива и передаточного числа передачи (табл. 9.8)     [16, 17].

 

 

Таблица 9.8 Рекомендуемые соотношения A / D ₂

 

Передаточное число u	1	2	3	4	5	6-9
Отношение A / D 2	1,5	1,2	1,0	0,95	0,9	0,85

 

На выбор сечения ремня оказывает влияние кроме передаваемого момента мощность и окружная скорость (табл. 9.9) [16, 17].

 

Таблица 9.9 Рекомендуемые сечения ремней в зависимости от скорости и передаваемой мощности

 

V, м/с	Передаваемая мощность N, кВт
	До 1	1-2	2-4	4-7,5	7,5-15	15-30	30-60	60-120	120-200	Более 200
До 5	О, А	О,А,Б	А,Б	Б,В	В	-	-	-	-	-
5-10	О,А	О,А	О,А,Б	А,Б	Б,В	В	Г,Д	Д	Д,Е	-
Более 10	О	О,А	О,А	А,Б	Б,В	В,Г	В,Г	Г,Д	Г,Д	Д,Е

 

Клиноременные передачи рассчитывают на тяговую способность по допускаемому удельному окружному усилию К по эмпирической зависимости [16, 17]:

K = K ₀ C_α C_V C_P

где K ₀ – удельное окружное усилие для данных условий работы; C_α – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на меньшем шкиве на тяговую способность; C_V – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; C_P – коэффициент режима работы.

Указанные коэффициенты выбирают по табл. 9.10 – 9.13.

 

Таблица 9.10 Допускаемое удельное окружное усилие K ₀ [16, 17]

 

Диаметр малого шкива, мм	Сечение ремня	K 0 , Н/мм2
		σ0 = 0,9 Н/мм2	σ0 = 1,2 Н/мм2	σ0 = 1,5 Н/мм2
71		1,18	1,45	1,62
80	О	1,28	1,57	1,74
90 и более		-	1,65	1,86
100		1,23	1,51	1,67
112	А	1,31	1,61	1,8
125 и более		-	1,7	1,91
140		1,23	1,51	1,67
160	Б	1,36	1,67	1,88
180 и более		-	1,74	2,05
200		1,23	1,51	1,67
224	В	1,38	1,69	1,89
250		-	1,84	2,07
280 и более		-	1,91	2,24
315		1,23	1,51	1,67
355		1,40	1,72	1,93
400	Г	-	1,91	2,16
450 и более		-	1,92	2.24
500		1,23	1,51	1,67
560	Д	1,40	1,72	1,93
630 и более		-	1,92	2,24
800		1,23	1,51	1,67
900	Е	-	1,73	1,95
1000 и более		-	1,92	2,24

 

При числе перебегов u < 5 1/c принимают σ₀ = 1,5 Н/мм², при u = 5-10 1/c - σ₀ = 1,2 Н/мм², при u > 10 1/c - σ₀ = 0,9 Н/мм².

 

Таблица 9.11 Значения коэффициента C_α [16, 17]

 

Угол обхвата α , град	Коэффициент Cα
100	0,74
110	0,79
120	0,83
130	0,87
140	0,90
150	0,93
160	0,96
170	0,98
180	1,0

 

Таблица 9.12 Значения коэффициента C_V (при наличии автоматических натяжных устройств принимают C_V = 1) [16, 17]

 

Скорость ремня, м/с	1	5	10	15	20	25	30
Коэффициент CV	1,05	1,01	1,0	0,94	0,85	0,74	0,60

 

Таблица 9.13 Значения коэффициента режима работы C_P [16, 17]

 

Характер нагрузки	Тип машин	CP
Спокойная нагрузка. Пусковая нагрузка до 120% нормальной	Электрические генераторы. Вентиляторы, центробежные насосы и компрессоры. Ленточные транспортеры. Станки токарные, сверлильные, шлифовальные.	1,0
Умеренные колебания нагрузки. Пусковая нагрузка до 150% нормальной	Поршневые насосы и компрессоры с тремя и более цилиндрами. Пластинчатые транспортеры. Станки-автоматы и фрезерные станки.	0,9
Значительные колебания нагрузки. Пусковая нагрузка до 200% нормальной	Реверсивные приводы. Станки строгальные и долбежные. Поршневые насосы и компрессоры с одним или двумя цилиндрами. Винтовые и скребковые транспортеры. Элеваторы. Винтовые и эксцентриковые прессы с относительно тяжелыми маховиками.	0,8
Весьма неравномерная и ударная нагрузка. Пусковая нагрузка до 300% нормальной	Подъемники, экскаваторы, драги. Винтовые и эксцентриковые прессы с относительно легкими маховиками. Ножницы, молоты, бегуны, мельницы.

 

Необходимое количество ремней определяется по формуле [16, 17]:

z = P / KF₁

В этой формуле Р – окружное усилие, F ₁ – площадь сечения ремня (табл. 9.5).

Нагрузка от ременной передачи на валы равна:

Q = 2 σ₀ C_PF₁zsin(α/2)

В передачах общего назначения принимают следующие значения напряжений:

- для нормальных ремней с кордом из химических волокон σ₀ = 1,4 Н/мм²

- при больших диаметрах шкивов σ₀ = 1,6 – 1,8 Н/мм²

- для узких ремней σ₀ = 3,0 – 3,5 Н/мм²

- для повышения долговечности ремня σ₀ = 1,2 Н/мм².

Основные размеры шкива представлены на рис. 9.3.

 

              e      f

 r l_P                            b₁

                                       b                 h

                                        

          φ                                              δ

                                      d_P d_e

                     М

Рис. 9.3 Основные размеры шкива для клиноременной передачи

 

Часть размеров шкивов для клиновых ремней стандартизованы, другие вычисляются по зависимостям [16, 17]:

d_e = d_P +2b

M = (z - 1)e + 2f

 

Таблица 9.14 Наименьшая толщина обода шкива δ [16, 17]

 

Сечение ремня	О	А	Б	В	Г	Д	Е
δ , мм	6	6	8	10	12	15	18

 

Таблица 9.15 Конструктивные элементы шкива для клиновых ремней

 

Сечение / размеры, мм	dP	b1	lP	b	h	e	f	r
О	180	10,3	8,5	2,5	7,0	12,0	8,0	0,5
А	450	13,5	11,0	3,3	8,7	15,0	10,0	1,0
Б	560	17,6	14,0	4,2	10,8	19,0	12,5	1,0
В	710	23,3	19,0	5,7	14,3	25,5	17,0	1,5
Г	1000	33,2	27,0	8,1	19,9	37,0	24,0	2,0
Д	1250	39,3	32,0	9,6	23,4	44,5	29,0	2,0
Е	1600	51,1	42,0	12,5	30,5	58,0	38,0	2,5

Расчет винтовой передачи

Основное назначение винтовой передачи, применяемой в технологическом оборудовании и грузоподъемных механизмах, состоит в преобразовании вращательного движения в поступательное с передачей определенного осевого усилия. При этом вращение может сообщаться или гайке, или винту в зависимости от конструкции механизма.

В винтовых передачах применяют трапецеидальную резьбу, в случае передачи значительных односторонних усилий – упорную. В домкратах и прессах может применяться резьба с прямоугольным профилем. Она имеет больший КПД и обеспечивает выигрыш в силе, но ее витки имеют меньшую прочность.

Элементы винтовой передачи обычно изготавливают из следующих материалов. Винты, не подвергаемые закалке, выполняют из сталей Ст4, Ст5, 45, 50, А45, А50, А40Г. Термообработанные винты изготавливают из легированных сталей 40Х, 40ХН, 40ХФА, а также 65Г, У10. Гайки изготавливают из материалов, имеющих минимальный коэффициент трения по отношению к стали: бронзы БрОФ10-05, БрОФ 10-1, БрОСЦ6-6-3. При значительных перерывах в работе и незначительных нагрузках гайки можно изготавливать из чугунов АСЧ, АВЧ, СЧ12-28, СЧ15-32, СЧ18-36, СЧ21-40 [16, 17].

Требуемая мощность привода винтовой передачи определяется по формуле: N = QV / η . В этой зависимости Q – осевое усилие на винте,        V - скорость продольного перемещения гайки по винту, η – КПД винтового механизма, обычно равный для пары трения 0,34-0,4.

Схема винтовой пары представлена на рис. 9.4.

                          Q

  D_OP

h _Б

                                                           H _Г

 

 

                   d

              D

Рис. 9.4 Расчетная схема винтовой передачи

 

Расчет винтовой передачи выполняют в следующей последовательности.

1) Из расчета на износостойкость определяют средний диаметр винта d ₂ .

,

где ψ₁ = Н_Г / d ₂ – коэффициент высоты гайки, равный 1,2 – 2,5 для целый гаек и 2,5 - 3,5 – для разрезных гаек; ξ = h / S - отношение высоты рабочего профиля резьбы к ее шагу, равное для трапецеидальной и прямоугольной резьб 0,5, для упорной резьбы – 0,75; [ p ] – давление в резьбе, выбираемое по табл. 9.16 [16, 17].

 

Таблица 9.16  Допускаемые давления в винтовых парах

 

Материал винтовой пары	[ p ], Н/мм2
Закаленная сталь - бронза	12-13
Незакаленная сталь - бронза	8-10
Закаленная сталь – антифрикционный чугун АВЧ-1, АКЧ-1	7-9
Незакаленная сталь – антифрикционный чугун АВЧ-2, АКЧ-2	6-7
Незакаленная сталь – чугун СЧ 18-36, СЧ 21-40	5

 

При редкой работе и малой высоте гаек значение [ p ]может быть увеличено на 20%.

2) Определение высоты гайки из выражения  Н_Г  = ψ₁ d ₂

3) Определение количества витков резьбы в гайке z_г = Н_Г /S .

Если эта величина получилась более 10, то следует изменить параметры резьбы, например – увеличить диаметр d _2.

4) Выполнение проверочного расчета .

Сначала строят эпюры продольных сил и крутящих моментов       (рис. 9.5)

                                                           М_ПР

        Q                        Q        М_Т М_Р  

M _Т

М_ПР

 

 

Рис. 9.5 Эпюры продольных сил и крутящих моментов грузоподьемного механизма (домкрата)

 

5) Условие прочности винта по гипотезе энергии формоизменения [16, 17]

В этой зависимости:  ,

d ₁ - внутренний диаметр резьбы.

 

При статическом или близком к нему характере нагружения допускаемое напряжение принимают по пределу текучести равным:

, при этом принимают [n]=3.

Если винт испытывает переменные во времени напряжения с большим числом циклов, то условно допускаемое напряжение принимают равным [16, 17]:

где ε– масштабный фактор; k_σ = 2,5 - 4 - эффективный коэффициент концентрации напряжений; ψ_σ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.

Таблица 9.17 Значения масштабного фактора в зависимости от материала и диаметра вала [16, 17]

 

Вид нагружения и материал	Диаметр вала d, мм
	20	30	40	50	70	100	200
	Масштабный фактор ε
Изгиб для углеродистой стали	0,92	0,88	0,85	0,81	0,76	0,7	0,61
Изгиб для легированной стали и кручение для всех сталей	0,83	0,77	0,73	0,7	0,65	0,59	0,52

 

Таблица 9.18 Значения коэффициентов ψ_σ и ψ_τ [16, 17]

 

Тип сталей	Коэффициент
	ψσ	ψτ
Углеродистые мягкие	0,15	0,05
Среднеуглеродистые	0,2	0,1
Легированные	0,25	0,15

 

Для сжатых винтов проводится проверка на устойчивость путем определения коэффициента запаса устойчивости в сопоставлении с требуемым коэффициентом запаса:

Требуемый коэффициент запаса устойчивости принимают равным [ n ]=3-5.

Если гибкость винта больше предельной, то критическую силу определяют по формуле Эйлера:

,

где Е – модуль Юнга; l – длина винта; μ – коэффициент приведения длины, зависящий от принятой расчетной схемы винта (для стержня с одним свободным и другим жестко заделанным концом μ = 2, при обоих шарнирно закрепленных концах μ = 1, при одном жестко заделанном и одном шарнирно закрепленном μ = 0,7, при двух жестко заделанных концах μ = 0,5, двух несовершенных заделках μ = 0,74, одной жесткой и одной несовершенной заделке μ = 0,6).

Приведенный момент инерции винта вычисляется по зависимости [16, 17]:

Расчетную гибкость винта определяют по зависимости: λ = μ l / i .

Формула Эйлера применима при λ > 90. Если λ = 55 – 90, в расчетах используют формулу Тетмайера-Ясинского [16, 17]:

В этой формуле эмпирические коэффициенты выбирают по табл. 9.17

 

Таблица 9.19 Коэффициенты a и b в формуле Тетмайера-Ясинского

 

Марка стали	а, Н/мм2	b ,Н/мм2
Ст4	328	1,11
Ст5	350	1,15
45	450	1,67
50	473	1,87

 

Наружный диаметр тела гайки определяется по зависимости:

где d - наружный диаметр резьбы; [σ] _P - допускаемое напряжение, равное для бронзовых гаек 50 Н/мм², для чугунных гаек – 30-40 Н/мм².

Диаметр опорного бурта гайки определяют из расчета на смятие:

Допускаемое напряжение смятия [σ]_СМ для бронзовых гаек равно 70-80 Н/мм², для чугунных – 60-80 Н/мм².

Высоту опорного бурта гайки назначают из конструктивных соображений, при этом обычно принимают h _Б =8 – 12 мм. Затем назначенный бурт проверяют на срез по формуле [16, 17]:

Для бронзовых и чугунных гаек принимают [τ]_СР = 30-50 Н/мм².

 

---

Дата добавления: 2018-11-24; просмотров: 933; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!