Главная       Продать работу       Заказать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. дополнения > Литература
Название:
Методичка по деталям машин и основам конструирования

Тип: Литература
Категория: Тех. дополнения
Подкатегория: Литература

Цена:
1 грн



Подробное описание:

Содержание

Введение .................................................................................. 4

1. Последовательность выполнения
первого этапа РГР .......................................................... 6

1.1. Анализ исходных данных ............................................. 6

1.2. Подготовка исходных данных для ввода в компьютер ........................................................................................................ 7

1.3. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора ...................................................................................................... 22

1.4. Конструирование валов редуктора привода ............. 30

1.5. Выбор подшипников качения для валов редуктора . 33

1.6. Кинематический расчет редуктора ............................ 34

1.7. Статическое исследование редуктора ....................... 35

1.8. Расчет на прочность зубчатых передач редуктора ... 37

2. Второй этап эскизного проекта.
Расчеты подшипников качения редуктора .. 42

2.1. Определение ресурса подшипников промежуточного
вала редуктора ............................................................ 43

2.2. Опоры с коническими и шариковыми
радиально-упорными подшипниками ........................ 45

3. Третий этап РГР. Конструирование
основных соединений, разработка эскиза
компоновки и определение основных
размеров корпусных деталей ............................... 48

3.1. Соединение вал-ступица ............................................ 48

3.2. Основные размеры корпуса редуктора ..................... 50

3.3. Выбор деталей резьбовых соединений ..................... 51

3.4. Общие рекомендации к выполнению эскизов .......... 54

Заключение .......................................................................... 56

Список литературы ......................................................... 57

 

Введение

Расчетно-графическая работа (РГР) по курсу «Детали машин и основы конструирования» предусмотрена учебным планом для студентов очной, очно-заочной и заочной форм обучения по специальностям 150201, 150202, 150204, 150206, 150207, 150400, 150401, 220401 в рамках бакалаврской и инженерной подготовки дипломированных специалистов и является важным этапом, предшествующим курсовому проектированию – особой разновидности учебного процесса, целью которого является получение и развитие студентами навыков и умений самостоятельного технического творчества в направлении проектирования изделий машиностроения.

Задачами РГР и курсового проектирования являются систематизация и закрепление знаний, полученных при изучении дисциплины «Детали машин и основы конструирования» и предшествующих дисциплин, применение знаний к решению инженерных задач, привитие навыков расчетной работы, освоение правил и приемов составления графических и текстовых документов, умения пользоваться специальной литературой и стандартами.

Методические указания предназначены для студентов, обучающихся на механических специальностях очной, очно-заочной и заочной формы обучения, выполняющих расчетно-графическую работу (РГР) по дисциплине «Детали машин и основы конструирования», а также могут быть полезными при выполнении практических занятий, домашних заданий по курсам «Прикладная механика» и «Техническая механика». Указания содержат, приведенные в доступной и сжатой форме, типовые алгоритмы действий, выполняемых студентом с целью разработки эскизного проекта цилиндрического редуктора, реализуемых в три этапа:

При выполнении РГР используются расчеты на ПЭВМ (компьютере), выполняемые в соответствии с программами REDUCE и MODUL, результаты которых выдаются в виде распечаток на твердом носителе (на бумаге) или в электронном виде. Распечатка содержит несколько вариантов сочетаний основных параметров зубчатых передач – межосевого расстояния, диаметров шестерни и колеса, ширин зубчатых венцов, модуля и чисел зубьев  и др. для быстроходной и тихоходной передач редуктора. Кроме того, приводятся значения требуемой динамической грузоподъемности подшипников качения для радиальных шариковых или конических роликовых радиально-упорных для всех валов редуктора, по которым может быть осуществлен их выбор из стандартных каталогов.

На этапе эскизного проектирования необходим выбор оптимального варианта компоновки редуктора по нескольким критериям оптимизации – минимальному объему корпуса, минимальной массе заготовок для зубчатых колес, выполнению условий смазки и др.

 

1. Последовательность выполнения
первого этапа РГР

 

1.1. Анализ исходных данных

 

Исходные данные выдаются студенту как техническое задание в виде набора параметров необходимых и достаточных для выполнения всех этапов эскизного проектирования редуктора, входящего в состав разрабатываемого изделия – привода общего назначения, привода механизма подъема груза (лебедки), привода конвейера и т.п.

 

  1. 1.1. Исходные данные для проектирования привода общего назначения включают следующие параметры

 

  1. 1.2. Данные для проектирования привода лебедки
  1. 1.3. Данные для разработки привода конвейера

 

1.2. Подготовка исходных данных для ввода в компьютер

 

Для загрузки данных в компьютер, выполняющий несколько вариантов проектного расчета редуктора и выдающий соответствующую информацию в виде распечатки, необходимо заполнить таблицу, содержащую параметры, идентифицирующие личность студента и определяемые приведенными ниже расчетами, представленные индивидуально или в составе группы. Форма таблицы и пример ее заполнения приведены в табл. 1.1.

Таблица 1.1

Фамилия
студента

Группа

T2T, Н×м

i

[sH]Б, МПа

[sH]Т, МПа

yba (Б)

yba (Т)

n, об/мин

Lhe, час

Код
передачи

Код  схемы
редуктора

Б

Т

01

Иванов М.Н.

СП-300

1180

29,4

690

865

0,55

0,45

1455

2400

3

2

21

 

Ниже приводятся описания и алгоритмы для определения параметров, вводимых в табл. 1.1, в соответствии с типом проектируемого изделия (см. п.п. 1.1.1, 1.1.2 и 1.1.3).

  1. 2.1.Привод общего назначения

 

  1. 2.1.1. Момент на колесе тихоходного передачи

Момент на колесе тихоходного передачи редуктора находим по формуле

Т = Т / (hп×hупл)

где   Т – момент, определенный заданием;

        hп – коэффициент полезного действия (КПД) подшипников, рекомендуется hп = 0,99 для пары подшипников качения тихоходного вала;

        hупл – КПД уплотнений, предварительно назначаемый hупл = 1.

 

  1. 2.1.2. Передаточное отношение редуктора

Передаточное отношение редуктора i зависит от кинематических возможностей схемы редуктора и от параметров выбранного электродвигателя и определяется по формуле:

i = n1Б / n = nэд / n,

где nэд – номинальная частота вращения вала электродвигателя; n – частота вращения тихоходного вала редуктора, указанная в задании на проект.

Подбор электродвигателя с номинальной мощностью Pэд производится по требуемой мощности P (кВт), исходя их условия:

P £ Pэд,

где P = Т×n / (9550×h), кВт.

В этой формуле h – КПД привода, определяющий: потери в зацеплениях зубчатых передач – hзац , в подшипниках – hп , уплотнениях – hупл , в муфтах, соединяющих валы электродвигателя и редуктора – hм , потери, связанные с разбрызгиванием масла – hмв и т.д. и рассчитываемый по формуле:

В предварительных расчетах принимаем следующие значения:

hзац = 0,97…0,98; hп = 0,99; hупл = 1; hм = 1; hмв = 1.

Стандартный электродвигатель, работающий при постоянном режиме нагружения (Р » const), можно использовать с перегрузкой не более 8%, а работающий при переменной нагрузке – до 12 %.

Каталог асинхронных электродвигателей частично приведен в табл. 24.9 [1] и содержит для одного значения номинальной мощности несколько синхронных частот вращения ротора nс , зависящего от числа пар полюсов, это 3000, 1500, 1000 и 750 мин-1. Номинальная частота вращения nэд под нагрузкой может быть определена или из условного обозначения электродвигателя (например, для двигателя 90L4/ 1425 частота nэд = 1425 мин-1) или по формуле:

nэд » 0,97 nс.

Рекомендуется определить четыре варианта значений передаточного отношений редуктора i, выбрать оптимальное с помощью преподавателя или из условия i  = 10…30 и окончательно выбрать электродвигатель по каталогу и назначить передаточное отношение i, для чего можно использовать таблицу 2.2, форма и пример заполнения которой приведены для значения Рэд = 5,9 кВт (перегрузка менее 8%).

Необходимо сделать эскиз выбранного (отмеченного *) электродвигателя с указанием всех его размеров.

 

  1. 2.1.3. Допускаемые контактные напряжения

Назначение допускаемых контактных напряжений – весьма ответственная задача, решаемая оптимизацией конструкции изделия по многим критериям, однако при эскизном проектировании возможен учет только основных это: минимальная масса заготовок для зубчатых колес и валов, минимальный объем корпуса, соблюдение условий смазки.

Предварительно можно рекомендовать в редукторах по схемам 20, 21, 22 и 24:

для передачи тихоходной ступени,

, МПа;

для передачи быстроходной ступени,

, МПа.

Таблица 1.2

Вариант

Тип двигателя

nс, об/мин

nэд, об/мин

n, об/мин

i = nэд / n

1

132M8/720

750

720

63

11,43

2

132S8/965

1000

965

14,70

3

112M4/1445

1500

1445

22,94*

4

100L2/2880

3000

2880

45,71

 

В табл. 1.1 заносим округленные (по правилам округления) значения, кратные десяти. Например:  = 826, назначаем  = = 830 МПа.

Принятые значения подлежат уточнению в ходе дальнейшей работы над РГР.

 

  1. 2.1.4. Коэффициенты относительной ширины колес

Относительная ширина зубчатых венцов в передачах быстроходной  и тихоходной  ступеней редуктора может быть назначена по материалам §2 [3] или подсчитана по формулам:

–  тихоходная передача ;

–  быстроходная передача ;

–  тихоходная передача ;

–  быстроходная передача ;

–  тихоходная передача ;

–  быстроходная передача ;

 

  1. 2.1.5. Эквивалентное время работы

Эквивалентное время работы Lhe назначают с учетом категории режима работы по ГОСТ 21354-87 по следующим правилам:

– по табл. 8.10 [2] определяем коэффициент mH;

– находим Lhe по формуле:

Lhe = mh× Lh,

где Lh – заданный срок службы, час.

Полученное значение можно округлить до числа, кратного ста.

 

  1. 2.1.6. Коды передач редуктора

Код передачи соответствует принятому в программе компьютера обозначению:

– прямозубая передача  – 1;

– косозубая передача     – 2;

– шевронная передача   – 3.

Пример: Редуктор по схеме 21, первая ступень (быстроходная передача) шевронная, вторая ступень (тихоходная ступень) – косозубая. В табл. 1.1. записываем, соответственно 3 и 2.

 

  1. 2.1.7. Код схемы редуктора

Код схемы редуктора указывается в задании на РГР. В соответствии с примером (см. 1.2.1.6) заносим, 21.

 

  1. 2.2. Привод лебедки

Схемы лебедок могут быть различными и отличаются количеством канатных барабанов (один или два), а также наличием или отсутствием открытых (-ой) зубчатых передач.

Большинство лебедок не имеют открытых передач и содержат один канатный барабан (схемы 91 и 92), однако, для работы со сдвоенными полиспастами применят и вышеуказанными конструкции (схемы 93 и 94). Отметим, что у лебедок с двумя барабанами заданное усилие в канате FК распределяется поровну на каждый барабан лебедки.

 

  1. 2.2.1. Диаметр грузового каната

Диаметр каната определяется исходя из условия прочности с учетом коэффициента безопасности S, устанавливаемого для каждой категории режима (ГОСТ 21354-87) по нормам ГОСГОРТЕХНадзора. Выбор коэффициента S в рамках курсового проекта может быть выполнен с использованием табл. 1.3.

Таблица 1.3

Назначение каната

Тип
привода

Режим
работы

Категория
режима
ГОСТ 21354-87

Коэффициент безопасности S

Лебедки,
грузовой

Ручной

Машинный

Легкий

Средний

Тяжелый

4

2; 3

1

4,0

5,0

5,5

6,0

Механизмы изменения вылета стрелы

4,0

 

Подбор каната осуществляется по величине нагрузки:

F = S × Fк

Из условия: F £ [F], где [F] – предельное усилие, указываемое в таблице стандартов для канатов – ГОСТ 3062 – 69, 2688 – 69, 3081 – 69, и называемое: расчетное разрывное усилие, зависящее от диаметра каната dк и предела временного сопротивления sВ (рекомендуется sВ = 1800…2000 МПа).

Конструкции канатов должны соответствовать ГОСТам: 3067 – 74, 2688 – 69 или 3081 – 69.

В упрощенных расчетах для легкого (4) и средних (2 и 3) режимов диаметр каната dк можно определить по формуле

, мм

и округлить до значения, кратного 0,1 мм.

 

  1. 2.2.2. Диаметр барабана

Диаметр грузового барабана лебедки (мм) предварительно назначаем из условия:

D¢ ³ dк (e – 1),

где е – коэффициент диаметра барабана, выбираемый в соответствии с нормами ГОСГОРТЕХНадзора по табл. 1.4.

Таблица 1.4

Тип грузоподъемной машины

Тип
привода

Режим
работы

Категория
режима
ГОСТ 21354-87

e

Краны стреловые, лебедки механизма подъема груза

Ручной

Машинный

Легкий

Средний

Тяжелый

4

2; 3

1

16

16

18

20

Лебедки

Ручной

Машинный

12

20

 

Полученное значение D¢ округляется в большую сторону до размера Dб, кратного десяти.

 

  1. 2.2.3. Частота вращения барабана

Частота вращения барабана (мин-1) вычисляется по формуле:

.

  1. 2.2.4. Передаточное отношение привода.
    Выбор электродвигателя

Передаточное отношение привода определяется из условия

iпр = uоп × i = nэд / nб ,

где   uоп – передаточное число открытой передачи, принимаемое в пределах 3…6. В схемах без открытой передачи uоп = 1.

В соответствии с рекомендуемыми для цилиндрических двухступенчатых редукторов передаточными отношениями (см. п.1.2.1.2) получаем диапазон значений i = 30…180, что может вызвать необходимость применения электродвигателей с высокой номинальной частотой вращения.

Мощность двигателя Pэд связана (с учетом допускаемой перегрузки) с потребной (крюковой) мощностью P соотношением

Pэд ³ 0,88 P,

где   P – мощность привода, определяемая по формуле:

,

V – скорость набегания каната на барабан, м/с;

Fк – усилие в канате, Н.

Значение потерь мощности учитывается КПД, рассчитываемым по универсальной формуле:

,

где   hоп – КПД открытой передачи, принимаемый равным 0,94…0,96;

         hбар – КПД барабана, учитывающий потери за счет внутреннего трения в канате и трения каната в контакте с барабаном. Обычно,
hбар = 0,85…0,95;

          – КПД двухступенчатого редуктора.

         Значения hп , hм , hупл и hмв приведены выше (см. п. 1.2.1.2).

При отсутствии в приводе открытой передачи произведение
(hоп × hп) = 1.

Электродвигатель привода подбираем по каталогу с использованием данных, сводимых в табл. 1.5 (приведен пример заполнения для привода и P = 6,1 кВт).

Таблица 1.5

Вари­ант

Тип
двигателя

nс,
об/мин

nэд,
об/мин

nБ, об/мин

uОП

iпр = nэд / nБ

i = iпр / uОП

1

132M8/720

750

720

34

4,2

21,18

5,04

2

132S8/965

1000

965

28,38

6,75

3

112M4/1445

1500

1445

42,50

10,12

4

100L2/2880

3000

2880

84,70

20,17*

 

Для дальнейшей разработки необходимо выполнить эскиз выбранного электродвигателя.

 

  1. 2.2.5. Момент на барабане лебедки

Вращающий момент на барабане лебедки, Н×м

Тбар = Fк × Dб / 2000.

 

  1. 2.2.6. Момент на зубчатом колесе тихоходной передачи

Момент на колесе тихоходной передачи Т редуктора, Н×м

.

 

  1. 2.2.7. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения для быстроходной [sН]Б и тихоходной [sН]Т передач предварительно назначаем по рекомендациям п. 1.2.1.3, с учетом особенностей заданной схемы редуктора.

 

  1. 2.2.8. Коэффициенты относительной ширины колес

Относительная ширина зубчатых венцов колес для быстроходной yba Б и тихоходной yba Т передач редуктора назначаем в соответствии с п.1.2.1.4.

 

  1. 2.2.9. Эквивалентное время работы

Эквивалентное время работы Lhe, коды передач и схемы редуктора приведены в п.п. 1.2.1.5, 1.2.1.6 и 1.2.1.7.

Полученная информация заносится в таблицу по форме табл. 1.1.

 

  1. 2.3. Приводы конвейеров

Конвейеры относят к числу машин непрерывного транспорта. Привод конвейеров осуществляется от электродвигателя непосредственно через муфту или через дополнительную ременную или цепную передачу и редуктор на вал привода конвейера (транспортера) посредством муфты или при помощи открытой цепной или зубчатой передачи. В качестве тягового органа используют конвейерные эластичные ленты или тяговые цепи, соответственно, на вал привода устанавливают барабан или одну или две звездочки. Каждый из рассмотренных вариантов имеет особенности, рассматриваемые ниже.

Для всех кинематических схем в заданных на проектирование содержатся значения рабочего усилия F (Н) и скорость движения тягового органа V (м/с).

 

  1. 2.3.1. Основные параметры приводов ленточных конвейеров

Ширина ленты (мм) принимается по условию

B ≥ 100 + 0,07 F

и округляется в большую сторону по ряду 300, 400, 500, 650, 800, 1000 мм.

Число несущих слоев (прокладок) iл принимают из условия прочности ленты:

iл > 1,1 F / (B × [k]),

где [k] – допускаемое усилие на 1 мм ширины одного слоя ленты. Обычно [k] = 5 Н/мм.

Однако, номенклатура лент ограничена и уточнить параметры ленты необходимо в соответствии с табл. 1.6.

Таблица 1.6

B, мм

300

400

500

650

800

1000

iл

3…4

3…5

3…6

3…7

4…9

5…10

 

Предварительно диаметр барабана (мм) определяется по формуле:

 ³ 150 × i

и округляется до значения Dб, кратного десяти.

Ширина барабана L назначается из условия

L = (1…2)Dб.

Вращающий момент на барабане привода (Н×м) определяется по формуле:

T = F×Dб / 2000.

Частота вращения барабана (вала транспортера), мин-1:

.

Мощность, необходимая для привода, приведенная к валу барабана (кВт) с учетом деформационных потерь и сопротивления подшипников

,

принимают hб = 0,90…0,95 и hп = 0,99.

 

  1. 2.3.2. Основные параметры приводов цепных конвейеров

Тяговые цепи, применяемые в цепных конвейерах, характеризуются допускаемой нагрузкой [F] и шагом Pt, принимаемым из ряда: 100, 125, 160, 200 мм.

Число зубьев звездочки конвейера назначают z = 8 или 10. Делительный диаметр D связан с числом зубьев следующей зависимостью:

.

Проверка прочности цепей с указанными выше шагами (например, по ГОСТ 588 – 74, тяговые пластинчатые цепи) проводится по условию K × F £ [F], однако, главным условием работоспособности цепи является износостойкость. Данные для некоторых цепей по допускаемому усилию (разрушающей нагрузке) приведены в табл. 1.7.

Таблица 1.7

Обозначение цепи ГОСТ 588-74

М28

М40

М56

М80

Шаг цепи, мм (min…max)

50…200

63…250

63…250

80…315

Разрушающая нагрузка [F], Н

28000

40000

56000

80000

 

Коэффициент перегрузки K, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку принимают K = 2,5.

Для приводов, имеющих две звездочки заданное значение нагрузки F для каждой цепи принимается

Fц = 0,5 F.

Вращающий момент, приведенный к валу привода с размещенными на нем звездочками (звездочкой) (Н×м) находим по формуле:

T = F×D / 2000,

а частота вращения звездочки (вала транспортера) (мин-1)

.

Мощность, приведенная к валу привода PВТ с учетом потерь в контакте звездочек и шарниров цепи, трения в ее шарнирах и потерь в подшипниках, кВт

,

принимают hзв = 0,96…0,98 – КПД звездочки цепной части привода.

 

  1. 2.3.3. Передаточное отношение привода конвейера

Для ленточных и цепных конвейеров можно использовать общий подход для определения передаточного отношения привода исходя из его кинематических и энергетических характеристик.

В общем виде справедлива зависимость

iпр = iоп × iред = nэд / n.

Для открытых передач (зубчатых, цепной или ременной) значение iоп  приближенно одинаковы и находятся в пределах iоп = 1,5…4. Большие значения для зубчатой передачи.

Электродвигатель привода выбирается по значению мощности, необходимой для работы, причем перегрузка двигателя не рекомендуется, поскольку для конвейеров характерен режим, близкий к постоянному (режимы 0 или 1 по ГОСТ 21354 - 87). Потребляемая мощность на валу электродвигателя определяется условием:

, (кВт).

Значения КПД для всех открытых передач можно назначить
hоп = 0,94… …0,95, а для муфт, конструкция которых на стадии предварительных расчетов не известна, принимают hм = 1.

Коэффициент полезного действия редуктора hред определяется по формуле в п.1.2.2.4.

Электродвигатель выбирают по каталогу исходя из требуемой мощности P, соблюдая условие Pэд ³ P. Окончательно двигатель принимают с учетом оптимального для конкретной кинематической схемы редуктора, заданной студенту, значения iред (см. п. 1.2.1.1), для чего используется таблица по форме табл. 1.8, пример заполнения которой для случая цепного конвейера при значении мощности P = 7,2 кВт и частоты вращения n = 26,3 мин-1 (задано – V = 0,8 м/с; принято: шаг цепи Pt = 180 мм, z = 10, открытая передача – зубчатая, iоп = 3,5), приведен ниже.

Анализ результатов расчетов в табл. 1.8. указывает на возможность использования 3-го варианта.

Таблица 1.8

Вари­ант

Тип
двигателя

nс,
об/мин

nэд,
об/мин

nВТ, об/мин

iпр = nэд / nВТ

iОП

i = iпр / iОП

1

160S8/730

750

720

26,3

27,38

3,5

7,82

2

132M6/970

1000

965

36,69

10,48

3

132S4/1445

1500

1445

54,94

15,70*

4

112M2/2900

3000

2880

109,50

31,29

 

  1. 2.3.4. Момент на колесе тихоходной передачи редуктора

Возможны два варианта определения момента Т на колесе тихоходной передачи редуктора.

Вариант 1. Открытая цепная или зубчатая передача установлена между валом транспортера и редуктором. В этом случае (hоп приведено в п. 1.2.3.3)

.

Вариант 2. Открытая передача установлена между электродвигателем и редуктором, при этом

.

Значения hоп , hм и hп приведены в п.п. 1.2.1.1 и 1.2.1.2.

Полученные величины округляются до целого числа и вносятся в табл. 1.1.


  1. 2.3.5. Частота вращения быстроходного вала редуктора

Частота вращения n определяется в зависимости от кинематической схемы привода в следующем порядке для случаев:

1) открытая передача установлена между валом транспортера и редуктором

n = nэд

и принимается в соответствии с табл. 1.8;

2) открытая передача размещена между валом электродвигателя и быстроходным валом редуктора, то частота вращения последнего определяется из соотношения

n = nэд / iоп .

Принятые значения n заносятся в табл. 1.1.

 

  1. 2.3.6. Эквивалентное время работы привода конвейера

Эквивалентное время Lhe привода назначается в зависимости от режима работы и заданного срока службы Lh (час). Возможно задание срока службы в виде Lгод в годах. При этом необходимо подсчитать Lh по формуле:

Lh = L×365×Kгод×24×Kсут ,

где   Lгод – срок службы в годах (обычно Lгод = 10…15 лет);

Kгод – коэффициент использования привода в течении года (для типовых условий Kгод = 1);

Kсут – коэффициент использования привода в течении суток (при двухсменной работе Kсут = 0,67).

Окончательно Lhe определится по формуле:

Lhe = Lh × mH

и округляется до значения, кратного 100.

Коэффициент mH принимается в зависимости от категории режима. При постоянном режиме mH = 1, при тяжелом режиме mH = 0,5. В остальных случаях используются данные табл. 8.10 [2].

Принятое значение Lhe заносится в табл. 1.1.

 

  1. 2.3.7. Допускаемые контактные напряжения
    и коэффициенты ширины зубчатых венцов

Для быстроходной и тихоходной передач значения [sH]Б , [sH]Т , а также yba Б и yba Т назначаются по рекомендациям п. 1.2.1.3 и 1.2.1.4 и заносятся в табл. 1.1.

 

  1. 2.3.8. Коды зубчатых передач и редуктора

Коды зубчатых передач редуктора и его кинематической схемы назначаются в соответствии с п. 1.2.1.6 и 1.2.1.7 и записывают в табл. 1.1.

 

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:

Ниже представлены варианты расчетов, сгруппированные в файлы, содержащие:

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 eb » 1,1… …1,2 ширину колеса быстроходной ступени bw Б необходимо предварительно уточнить по формуле:

bw Б = eb×p×m / sinb.

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 = A×B×L.

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 sH £ 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 ³ 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 aw; коэффициент торцевого перекрытия ea; коэффициент осевого перекрытия eb для косозубых колес. Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13755-81 с параметрами: угол профиля a = 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 = Xå 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:

.

 

1.4. Конструирование валов редуктора привода

 

Проектный расчет валов носит ориентировочный характер и имеет целью определить основные размеры и форму вала, связанные с нагрузками и назначением его основных элементов. В данной работе использован метод, изложенных в [3] с некоторыми уточнениями, адаптированный к конструкции редуктора в соответствии со схемой на рис. 1.1 (схема 21) с шевронной быстроходной передачей.

Конструкции быстроходного, промежуточного и тихоходного валов приведены на рис. 1.4.

Диаметры участков валов можно определить по формулам:

– для быстроходного вала,

, мм;

 

Рис. 1.4.

 

Полученный размер согласовать с диаметром вала электродвигателя d.

– для промежуточного вала диаметр в месте установки зубчатых колес,

, мм;

– для тихоходного вала,

, мм.

Полученный результат согласовать со стандартным рядом чисел.

Для других участков валов диаметры определяются по формулам, имеющим рекомендательный характер, поскольку результаты, получаемые при их использовании, могут войти в противоречие с требованиями, предъявляемыми к конкретному валу.

Для быстроходного и тихоходного валов можно принимать:

– диаметр цапфы вала под подшипником:

dП = d + 2 × tцил

или

dП = d + 2 × tкон.

Полученные значения следует округлить до кратного пяти в соответствии с диаметрами внутренних колес подшипников качения;

– диаметр буртика для упора кольца подшипника:

dБП = dП + 3 × r;

– диаметр шейки вала в месте установки зубчатых колес:

dК ³ dБП .

Для промежуточного вала:

dП = dК – 3 × r или dП £ dК ,

в целях унификации желательно для быстроходного и промежуточного валов принять одинаковые значения dП;

dБК = dК + 3 × f;

dБП = dП + 3 × r £ dК .

Значения переходных радиусов, заплечиков и фасок приведены в табл. 1.9.

Размеры хвостовиков быстроходного и тихоходного валов определяются в зависимости от принятой конструкции крышек подшипников и после расчетов по нижеприведенным формулам подлежат уточнению на дальнейших этапах проектирования.

Таблица 1.9

d

17… 22

24… 30

32… 38

40… 44

45… 50

52… 58

60… 65

67… 75

80… 85

90… 95

tцил

3,0

3,5

3,5

3,5

4,0

4,5

4,6

5,1

5,6

5,6

tкон

1,5

1,8

2,0

2,3

2,3

2,5

2,7

2,7

2,7

2,9

r

1,5

2,0

2,5

2,5

3,0

3,0

3,5

3,5

4,0

4,0

f

1,0

1,0

1,2

1,2

1,6

2,0

2,0

2,5

2,5

3,0

 

Длина посадочного участка быстроходного и тихоходного валов:

LМБ = LМТ = 1,5 × d.

Длина промежуточного участка быстроходного вала:

LКБ = (1…1,4) × dП .

Длина промежуточного участка тихоходного вала:

LКТ = (0,8…1,2) × dП .

Наружная резьба хвостовика быстроходного или тихоходного вала имеет диаметр (согласовать со стандартом ГОСТ 9150-59)

dР » 0,9 [d – 0,1 × LМБ].

Длина резьбового участка:

LР » (1,0…1,2) × dР .

Диаметр внутренней резьбы для тихоходного вала (согласовать со стандартом)

dР » 0,6 × d.

1.5. Выбор подшипников качения для валов редуктора

 

Подшипники качения в значительной степени определяют ресурс редуктора, поскольку ресурс подшипников ограничен, тогда, как ресурс зубчатых передач может быть неограниченно большим.

Из экономических соображений и из особенностей технологии сборки предпочтительно применение шариковых однорядных подшипников легкой серии ГОСТ 8338-75. В случае, если на других этапах проектирования выяснится их недостаточная грузоподъемность, можно применить подшипники других типов.

Подбор подшипников осуществляется по диаметру внутреннего кольца, соответствующая принятому ранее (п. 1.4) диаметру dП. Необходимо по таблицам каталога определить характеристики подшипников – динамическую грузоподъемность С, статическую грузоподъемность С0, размеры подшипника – d, D и bП , также другие параметры.

Для подшипников тихоходного вала проверить выполнение условия:

С ³ [С],

где [С] – требуемая динамическая грузоподъемность, содержащаяся в распечатке (см. п. 1.3.1).

Для промежуточного вала (рис. 1.4) необходимо определить координаты средних плоскостей подшипников и зубчатых колес.

В нашем случае (редуктор по схеме 21) эти координаты соответствуют размерам c и e, определяемым графически или рассчитываемым по формулам:

 

1.6. Кинематический расчет редуктора

 

Частоты вращения валов и зубчатых колес определяются следующим образом:

– частота вращения быстроходного вала – из предварительного расчета и указана в распечатке (см. CH), принимаем

n1 = n = (CH), мин-1;

– частота вращения промежуточного вала

n = n = n / uБ ,

где uБ – принятое значение передаточного числа для быстроходной передачи (см. п. 1.3.1);

– частота вращения тихоходного вала

n = n / (uБ × uТ) .

Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи

V = p × dw × n1 / (6×104), м/с.

Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи

V = p × dw × n / (6×104), м/с.

 

1.7. Статическое исследование редуктора

 

Целью статического исследования является определение вращающих моментов на валах и колесах редуктора и значений составляющих полных усилий в зацеплениях для каждой передачи. Рассматривается случай редуктора с шевронной быстроходной и косозубой тихоходной передачами.

Схема представлена на рис. 1.5.

 

  1. 7.1. Моменты на валах и колесах редуктора

Момент на хвостовике быстроходного вала, Н∙м

.

Момент на шестерне полушеврона (только для схемы 21) быстроходной передачи

.

Момент на колесе полушеврона быстроходной передачи, имеющем ширину зубчатого венца , указанную в распечатке

.

Момент на шестерне тихоходной передачи редуктора

.

Рис. 1.5.

 

В этих формулах используются значения КПД, принятые в п. 1.2.1.

  1. 7.2. Составляющие полного усилия в зацеплениях
    быстроходной и тихоходной передач

Окружная сила на шестерне быстроходной передачи, Н,

.

Радиальная сила на шестерне быстроходной передачи

,

где b – угол наклона зубьев (указан в распечатке); aw – угол зацепления, определенный в п. 1.3.6.

Осевая сила на шестерне быстроходной передачи

.

Усилия, действующие на колесо быстроходной передачи:

;

;

.

Окружная, радиальная и осевая силы на шестерне тихоходной передачи:

.

,

.

Усилия, действующие на колесо тихоходной передачи:

;

;

.

 

1.8.  Расчет на прочность зубчатых передач редуктора

 

При выполнении РГР студент, по указанию преподавателя, выполняет проверочный расчет одной из передач редуктора – тихоходной или быстроходной. Индексы Т (тихоходная) или Б (быстроходная) в дальнейшем не используются.

 

  1. 8.1. Материалы, термическая и химико-термическая
    обработка зубчатых колес

Зубчатые колеса редукторов изготавливают из сталей с твердостью H £ 350 HB или H > 350 HB. В первом случае заготовки для колес подвергают нормализации или улучшению, во втором – после нарезания зубьев различным видам термической и химико-термической обработки: объемной закалке, поверхностной закалке ТВЧ, цементации, азотированию, нитроцементации и т.д., обеспечивающим высокую твердость поверхности зуба. Относительно низкая твердость
H < 350 HB допускает возможность зубонарезания с достаточной точностью (степень точности 8 и 7 по ГОСТ 1643-81) без отделочных операций, что используется как средство для снижения затрат. Применение других видов термообработки вызывает заметное искажение размеров и формы зубьев (коробление). При высоких требованиях к точности такие колеса подвергают отделочным операциям – зубошлифованию, притирке на специальных станках, обкатке и т.п., что повышает стоимость колес в десятки раз.

Зубчатые колеса с низкой твердостью хорошо прирабатываются, особенно, если зубья шестерни имеют твердость больше, чем у колес на (80…200) HB. У косозубых колес перепад твердости выше. Хорошие результаты обеспечивает закалка ТВЧ зубьев шестерен с HRC 45…55 и термоулучшение колес до 280…350 HB.

При выборе материалов необходимо руководствоваться информацией, указанной в табл. 1.10 и стремиться к получению допускаемых напряжений возможно близких к ним величин [sH]Б и [sH]Т.

Таблица 1.10

Термообработка или хим.терм.обработка

Марки стали
ГОСТ 4543-81

sH0, МПа

sF0, МПа

SH

SF

Нормализация,
улучшение,
180…220 HB;
260…320 HB

40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ, Сталь 45

2HB + 70

1,8HB

1,1

1,75

Закалка ТВЧ,
поверхность 45…55 HRC,
сердцевина 240…300 HB

40Х, 40ХН, 35ХМ, 35ХТСА

17HRC+200

900

1,2

1,75

Цементация,
нитроцементация
поверхность 60…63 HRC,
сердцевина 300…400 HRC

20Х, 20ХНМ, 18ХГТ, 12ХН3А

23HRC

750…1000

1,2

1,5

 

  1. 8.2. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения для передачи определяют по формуле

[sH] = 0,5([sH]1 + [sH]2) £ 1,25 [sH]min , МПа,

где [sH]min – меньшее из двух (обычно [sH]2).

Допускаемые контактные напряжения для шестерни [sH]1 или колеса [sH]2 (индекс 2 указан в скобках)

, МПа,

где SH – коэффициент безопасности (табл. 1.10); sH0 – предел контактной выносливости. Для наиболее применяемых материалов и термообработки показан в табл. 1.10; ZN – коэффициент, учитывающий срок службы (ресурс) и режим работы, определяемый из условия для шестерни или колеса (индекс опущен):

,

где NH0 – базовое число циклов перемены напряжений, определяемое по графику (рис. 8.40, [2]) или по формуле

NH0 = 30×HB2,4 £ 12×107;

NHE – эквивалентное число циклов, соответствующее

NHE = NH × KHE = 60 × nw × n × Lh × mH ,

где nw – число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, в нашем случае nw = 1; n – соответствующая частота вращения, мин-1; Lh – ресурс привода, час; mH – коэффициент режима, определяемый по табл. 8.10 [2] в зависимости от категории режима.

 

  1. 8.3. Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба определяются для шестерни [sF]1 и колеса [sF]2 отдельно по формуле (индексы опущены):

,

где sF0 – предел изгибной выносливости, определяемый по табл. 1.10; SF – коэффициент безопасности, приведенный в табл. 1.10; YА – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. В нашем случае, YА = 1; YN – коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменность режима нагружения, рассчитываемый по формуле:

 (1 £ YN < 2,5),

где NF0 – базовое число циклов. Для всех сталей NF0 = 4×106; NFE – эквивалентное число циклов:

NFE = NF × mF = 60 × nw × n × Lh × mF ,

где nw – число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, в нашем случае nw = 1; n – соответствующая частота вращения, мин-1.

YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной кривой. YR = 1 при шероховатости RZ £ 40 мкм.

 

  1. 8.4. Контактные напряжения в зацеплении передачи

Контактное напряжение в зацеплении определяется по формуле, используемой для прямозубой и косозубой передачи

, МПа

Для прямозубой передачи принимают ZHb = 1, подставляя следующие значения параметров:

Eпр – приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен
Епр = 0,215×106 МПа;

Т1 – момент на шестерни передачи, Н×м. Для тихоходной передачи – Т1(Т), для быстроходной – Т1(Б);

dw1 – начальный диаметр шестерни, мм;

bw – ширина зубчатого венца колеса, мм;

aw – угол зацепления, определяемый по п. 1.3.6;

u – передаточное число передачи, u = z2 / z1 .

При расчете косозубой передачи коэффициент ZHb определяется по формуле:

,

где KHa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности (в нашем случае 8 или 7) и окружной скорости (см. п. 1.6) и определяемый по табл. 8.7, [2]; ea – коэффициент торцевого перекрытия (см. п. 1.3.6); b – угол наклона зубьев на делительном диаметре.

Коэффициент нагрузки KH представляется в виде

KH = KHa × KHb × KHV ,

где KHb – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, находится по графикам на рис. 8.15, [2], в зависимости от схемы редуктора, от параметра ybd = bw / dw1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; KHV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, зависящий от вида передачи, степени точности и окружной скорости V и назначаемый по табл. 8.3 [2].

 

  1. 8.5. Напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса

Напряжения изгиба в основании зубьев прямозубых шестерни sF1 и колесе sF2 определяют по формулам:

sF1 = YF1 × Ft × KF / (bw × m), МПа;

sF2 = sF1 × YF2 / YF1, МПа,

где YF1 и YF2 – коэффициенты, учитывающие форму зубьев, соответственно, шестерни и колеса, назначаемые по графику рис. 8.20, [2] в зависимости от числа зубьев z и коэффициента смещения X; Ft – окружная сила в зацеплении, Н (см. п. 1.7.2); bw – ширина зубчатого венца, мм; m – модуль зацепления, мм.

Напряжения в основании зубьев косозубых колес определяются по формулам:

– для шестерни:

sF1 = YF1 × ZFb × Ft × KF / (bw × m), МПа,

где   ZFb – коэффициент, вычисляемый по формуле

ZFb = KFa × Yb / ea

KFa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см. табл. 8.7, [2]);

Yb – учитывает работу зуба как пластины (а не балки) и определяется равенством

Yb = 1 – b° / 140°;

– для колеса:

sF2 = sF1 × YF2 / YF1, МПа.

Значения YF1 и YF2 назначают по графику рис. 8.20 [2] в зависимости от условных чисел зубьев шестерни zV1 = z1 / cos3b и колеса
zV2 = z2 / cos3b.

 

  1. 8.6. Заключение о работоспособности передачи

Передача считается работоспособной, если выполняются условия:

1) контактная выносливость поверхностей зубьев,

sH £ [sH] ;

2) изгибная выносливость зубьев шестерни,

sF1 £ [sF]1 ;

3) изгибная выносливость зубьев колеса,

sF2 £ [sF]2 .

 

  1. Второй этап эскизного проекта.
    Расчеты подшипников качения редуктора

 

Для выполнения расчетов подшипников качения используется информация из разделов 1.4, 1.6 и 1.7.

 

2.1.  Определение ресурса подшипников
промежуточного вала редуктора

 

Расчетная схема промежуточного вала рассматривается в двух взаимноперпендикулярных плоскостях – плоскости XY и XZ и представлена на рис. 2.1.

 

Рис. 2.1

 

Для определения пяти опорных реакций в опорах 3 и 4 (соответственно опоры быстроходного вала обозначены 1 и 2, а опоры тихоходного 5 и 6) используются уравнения статики. Координаты e и c  найдены по рис. 1.4 раздела 1.4.

Нагрузки на подшипник определяются геометрическим суммированием опорных реакций по формулам:

– опора 3 – плавающая нагружена радиальной нагрузкой

, Н;

– опора 4 – фиксированная нагружена радиальной и осевой нагрузками

, Н;

Fa = R4X .

Заметим, что при изменении знака вращающего момента направление силы Fa1(Т) меняется на противоположное и ситуация меняется.

Диаметр dП цапфы вала найден ранее (см. п.1.4), это дает возможность предварительно подобрать подшипники для рассматриваемых опор. Начинают подбор с подшипников шариковых однорядных легкой серии.

Пример. dП = 25 мм, что соответствует подшипнику № 205, с размерами D = 52 мм, d = 25 мм, bП = 15 мм, динамическая грузоподъемность С = 14000 Н, статическая грузоподъемность С0 = 6950 Н.

Ресурс подшипника Lh  определяется из равенства:

, час,

где a1, a2 – коэффициенты, учитывающие свойства материалов колец и тел качения и вероятность безотказной работы, определяемые по табл. 16.3 [2]. В проектных расчетах можно принимать a1 × a2 = 1; a – показатель степени кривой усталости. Для шариковых подшипников a = 3, для роликовых a = 3,33; n – частота вращения, в нашем случае n = n = n; P – эквивалентная нагрузка, определяемая уравнением:

Pr = (X × V × Fr + Y × Fa) × Kд × Kt,

решаемым с привлечением таблиц из каталогов и справочников (например, табл. 16.5 [2]).

Порядок определения P следующий. Вначале определяется (выбирается) тип подшипника, например, радиальный шариковый однорядный и вычисляется отношение Fa / C0, и находится значение параметра осевого нагружения e. Затем, вычисляется величина Fa / (V × Fr), которая сравнивается с параметром e. При этом возможны три варианта:

Каждому из этих вариантов соответствуют определенные значения коэффициента радиальной – X и осевой – Y нагрузок.

Коэффициент V в формуле зависит от вида нагружения его колес. В нашем случае внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом, а наружное – неподвижно, поэтому V = 1, коэффициент динамической нагрузки Kд = 1,3 (для редукторов), а температурный коэффициент Kt = 1.

Работоспособность подшипника считается обеспеченной с вероятностью безотказной работы 0,9, если соблюдается условие

Lh ³ Lhe,

принимаемое по табл. 1.1. В противном случае необходимо использовать подшипники средней или тяжелой серии или, если это не приводит к цели, в опорах устанавливают радиально-упорные конические или шариковые радиально-упорные подшипники.

 

2.2. Опоры с коническими и шариковыми
радиально-упорными подшипниками

 

Для промежуточных валов редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами, в основном, применяется схема «враспор», показанная на рис. 2.2.

 

Рис. 2.2

 

  1. 2.1. Радиально-упорные конические подшипники
    (тип 7000)

Конические радиально-упорные подшипники подбираются по ГОСТ 333-79 исходя из ранее найденного диаметра dП . Из каталога находятся их параметры – размеры, динамическую грузоподъемность C и статическую грузоподъемность C0, а также параметр осевого нагружения e и коэффициент осевой нагрузки Y. В случае, если в таблицах параметр e не приводится, его можно вычислить из условия:
e = 1,5 × tga, где a – угол контакта (обычно a = 12…18°).

Радиальные нагрузки определены выше (это Fr3 и Fr4), осевые нагрузки определяются в следующем порядке:

1) составляется уравнение равновесия, для нашего случая:

FA + Fa3Fa4 = 0;

2) подсчитываются значения собственных осевых составляющих

S3 = 0,83 × e × Fr3;

S4 = 0,83 × e × Fr4;

3) для обеспечения работоспособности подшипника необходимо соблюдения условий

Fa3 ³ S3 и Fa4 ³ S4,

нарушение которых приводит к перераспределению нагрузки на тела качения на один – два ролика и к резкому сокращению ресурса подшипника;

4) определяются Fa3 и Fa4, для чего статически неопределимая задача решается методом попыток. Сначала предполагают Fa3 = S3, при этом

Fa4 = FA + S3 ³ S4.

При соблюдении этого условия назначаем:

Fa3 = S3 и Fa4 = FA + S3.

В противном случае принимают:

Fa4 = S4 и Fa3 = S4FA.

Эквивалентна нагрузка подсчитывается по формулам:

– при Fa / (V × Fr) £ e,

                                          P = V × Fr × Kд × Kt;                           (2.1)

– при Fa / (V × Fr) > e,

P = (X × V × Fr + Y × Fa) × Kд × Kt

с подстановкой X = 0,4 и Y, выбранного из каталога.

Далее определяется ресурс подшипника Lh (см. п. 2.1) и проверяется условие Lh ³ Lhe.

 

  1. 2.2. Радиально-упорные шариковые подшипники
    (тип 6000)

Алгоритм определения осевых сил аналогичен приведенному в п. 2.2.1, однако значение параметра осевого нагружения e зависит от отношения радиальной нагрузки к осевой Fa / (V × Fr) нелинейно и значение e определяется по табл. 16.5 [2], по которой можно в зависимости от соотношения Fa / (V × Fr) ³ e или в противном случае выбрать коэффициенты X и Y и найти  эквивалентную нагрузку по формулам (2.1).

 

  1. Третий этап рГР. Конструирование
    основных соединений, разработка
    эскиза компоновки и определение
    основных размеров корпусных деталей

 

3.1. Соединение вал-ступица

 

Передача вращающего момента Т в соединениях зубчатых колес с валами могут быть выполнены с использованием шпонок (призматических ГОСТ 23360-78 и сегментных ГОСТ 24071 - 80) или зубчатыми (шлицевыми) прямобочными по ГОСТ 1139 - 80 или эвольвентными по ГОСТ 6033 - 80 соединениями.

 

  1. 1.1. Соединение призматическими шпонками

Подбор шпонок производится по таблицам стандартов в функции диаметра вала d, определяющего ширину шпонки b и высоту h. Принимая величину допускаемых напряжений смятия [sсм] = 80…120 МПа, определяют рабочую длину шпонки (мм) по формуле:

lр ³ 4×T×103 / (d × h × [sсм]).

Полная длина шпонки первого исполнения (со скругленными торцами)

l = lр + b/

Полученное значение согласуется со стандартом (см. табл. 19.11, [3]) и принимается из ряда длин, указанного в этой таблице. Обозначение шпонки, например, для вала d = 48 мм. Шпонка 14´9´63 ГОСТ 23360-78.

 

  1. 1.2. Соединение сегментными шпонками

Размеры таких шпонок характеризуются фиксированным значением ее длины l, поэтому их расчет возможен только в виде проверочного:

sсм = 2 × Т × 103 / (k × l × d) £ [sсм],

где  k – высота площадки контактирования шпонки с пазом вала.

 

  1. 1.3. Соединения прямобочные зубчатые (шлицевые)

Применяются в случае недостаточной нагрузочной способности шпонками, поскольку производство таких соединений малыми сериями нерентабельно.

Расчеты таких соединений проводят как в проектном, так и в проверочном вариантах.

Проектный расчет сводится к выбору соединения по стандарту (предпочтительно легкой серии) в функции диаметра вала. По таблицам ГОСТ устанавливаются: D – наружный диаметр, d – внутренний диаметр, размеры фасок f, число зубьев. Назначается способ центрирования. Далее принимая допускаемые напряжения смятия для неподвижных соединений [sсм] по табл. 6.1 [2], определяем необходимую длину соединения (мм):

l = 2 × Т × 103 / (z × h × dср × [sсм]),

где dср – средний диаметр соединения, dср = 0,5 × (D + d); h – высота зуба, h = 0,5 × (Dd) – f  (мм).

Проверочный расчет проводят в форме:

sсм = 2 × Т × 103 / (z × h × dср × l) £ [sсм].

 

  1. 1.4. Соединения зубчатые (шлицевые) эвольвентные

Применяются, в основном, в авиационной промышленности из-за высокой нагрузочной способности  и хорошей приспособленности к условиям малосерийного производства на универсальном зуборезном оборудовании.

Параметры – модуль m, число зубьев z, коэффициенты смещения и т.п., определяют в функции диаметра D соединения.

Расчеты проводят по вышеприведенному методу (см. п. 3.1.3) со следующими особенностями:

– средний диаметр определяется по формуле:

dm = m × z;

– высота зуба:

h = 0,8 × m.

 

3.2. Основные размеры корпуса редуктора

 

Корпусные детали редукторов общего назначения имеют сложную форму, при этом наиболее рациональной является технология их изготовления из отливок (чаще из чугуна марки СЧ15) с последующей механической обработкой. Корпус редуктора, валы которого размещены в одной плоскости, выполняют состоящим из основания корпуса и крышки с разъемом в плоскости валов.

Конструирование корпуса рекомендуется начинать с прочерчивания его внутренней полости, используя результаты предыдущих расчетов (см. п.1.3.2) и изображения на рис. 1.1 и 1.2, в натуральную величину. При этом полученные ранее размеры зубчатых колес, межосевые расстояния, зазоры между колесами и корпусными деталями воспроизводятся без изменений. На этом изображении прочерчиваются предварительно проработанные (см. п.1.4) конструкции валов (см. рис. 1.4.) с подшипниками и рассматриваются возможные варианты конструкций крышек подшипников – фланцевых или закладных. Закладные крышки (см. гл. 7 [2]) не требуют дополнительных креплений, что существенно упрощает конструкцию корпуса в целом. Крышки, через которые проходят валы редуктора имеют отверстия и расточки под уплотнительные манжеты, например по ГОСТ 8752-79. Между упорными торцами крышек и внешними кольцами подшипников предусматривают зазоры, в которые укладываются дистанционные кольца или втулки, обычно подбираемые при сборке для установки оптимальных зазоров в подшипниках.

Эскиз редуктора в двух проекциях показан на рис. 3.1 (штриховка не показана). Размеры c и e найдены ранее (см. п.1.5 и рис. 1.4). Основные размеры, определяющие внешние очертания корпуса находят в функции толщины стенки d (мм), вычисляемой по формуле

.

Ширина фланца разъема корпуса f, диаметр d резьбы винта, соединяющего крышку и основание корпуса, диаметр df фундаментных винтов, размер k – расстояние от подшипника до торца прилива корпуса и др. определяются приближенными равенствами:

f = (2…2,5)×d;                                   ;

k = (0,18…0,20)×DП ≥ 18 мм;           df = 1,25×d;

b = (0,25…0,40)×d.

Значения, полученные расчетом по этим формулам, необходимо округлить до целых значений, желательно по ряду Ra 20, а диаметры резьбы принимают по стандарту на метрические резьбы – ГОСТ 8724-81.

 

3.3. Выбор деталей резьбовых соединений

 

Соединение крышки и основания корпуса может быть выполнено различными способами (см. [3, 4 и др.]). В варианте, изображенном на рис. 3.2 (штриховка не показана), использованы винты ГОСТ 11738-72, головки которых размещены в соответствующих расточках (цековках) крышки корпуса заподлицо. Координата оси винта определяется графически в соответствии с изображением, на котором показан размер Е, определенный, для нашего случая, на рис. 3.1 графически или расчетом

E = 2×(c + e) – bп.

 

Рис. 3.1.а.

 

 

Рис. 3.1.б.

 

 

 

Рис. 3.2.

 

Винты располагаются симметрично относительно осей валов, по возможности ближе (но не ближе, чем 4…5 мм) к внешним кольцам подшипников, остальные винты (болты, шпильки) – приблизительно равномерно по стыку крышки и корпуса.

Размер проема люка bл определяется из условия доступности во внутреннюю полость корпуса в различных ситуациях, при которых разборка редуктора нежелательна, например, попадание посторонних предметов вследствие неосторожных действий и т.п., т.е. bл ≥ 150 мм.

 

3.4. Общие рекомендации к выполнению эскизов

 

В рамках РГР изображение, выполненное студентом в масштабе 1:1 на миллиметровой или гладкой бумаге, в соответствии с рис. 3.1, достаточно для представления преподавателю с целью определения возможности и целесообразности дальнейшей разработки данного варианта в рамках курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования».

Оформление текстовой документации по РГР должно содержать логически связанное изложение содержания всех расчетов, в соответствии с последовательностью, представленной в данных методических указаниях, согласно требованиям ЕСКД и стандарту предприятия СТП УГАТУ 002-98. Работу оформляется в виде пояснительной записки на листах формата А4. Рисунки и схемы располагаются по тексту или на отдельных листах. Последовательность представления данных – заглавный лист, титульный лист, содержание, введение, основная часть, разбитая на разделы с соответствующей нумерацией, заключение. Список литературы оформляется в соответствии с п. 1.8 СТП УГАТУ 002-98.

После проверки, в случае положительного заключения по содержанию и форме, работа возвращается студенту для использования в ходе выполнения курсового проекта.

 

Заключение

 

В методических указаниях содержатся рекомендуемые алгоритмы действий, направленных на разработку конструкции редукторов приводов общего назначения, грузоподъемных машин и машин непрерывного транспорта. Возможны и другие способы разработки оптимальных по тем или иным параметрам оптимизации изделий данного класса. Современное состояние расчетных методов достаточно разнообразно, поэтому не исключается использование другой литературы, различных программных продуктов и аналогичных средств, гарантирующих соответствие изделия установленным требованиям. Однако для понимания сущности процесса проектирования необходимо непосредственно ознакомиться с алгоритмом создания эскизного проекта как базы для дальнейшей работы по созданию конструкторской документации, что и является главной задачей выполнения РГР по дисциплине детали машин и основы конструирования.

 

Список литературы

 

1. Задания на курсовой проект: методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» / Сост.: Прокшин С.С., Сидоренко А.А., Федоров В.А., Минигалеев С.М. – Уфа: УГАТУ, 2006. – 34 с., ил.

2. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вузов. – 6-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 2000 – 383 с., ил.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов.– 8-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 2003 – 496 с., ил.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие.– 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 1990 – 399 с., ил.

5. Подшипники качения: Справочник – каталог / Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. – М.: Машиностроение. 1984. – 280 с., ил.

6. Подшипники качения и свободные детали: Каталог / Сост. Л.Г. Бордышева, Л.П. Носова: ВНИИ ТЭМ ИКФ «Каталог». Ч. 2 – 2003. –122 с.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х томах. Т.1-3. – 6-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 2001.

8. Стандарт предприятия. Графические и текстовые конструкторские документы. Требования к построению, изложению, оформлению. СТП УГАТУ 002-98. Изд. УГАТУ, Уфа, 1998. – 81 с., ил.

9. Справочник по геометрическому расчету эвольвентных зубчатых и червячных передач / Под ред. И.А. Болотовского. – 2-е изд., перерб. И доп. – М.: Машиностроение, 1986. – 448 с.




Комментарий:

Методичка по деталям машин и основам конструирования


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы