Пиши Дома Нужные Работы

Обратная связь

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).

 

f1 δ

 

 


δ

       
 
 
   

 


δ 1,2δ = х W

                     
     
     
 
 
 
 

 

 


W/2

           
   
 
   
 
 

 

 


l1 l2 l3 = f2

 

Рис. 6.1 Пример первого этапа компоновки цилиндрического редуктора

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводят горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии aw . Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Далее 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);

- зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ;

- расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = δ (если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни). Допускается устанавливать подшипники так, чтобы их среднее сечение проходило через середину фланца корпуса (W/2).



Затем предварительно намечают контуры подшипников необходимой серии; габариты подшипников выбираются по диаметру вала в месте посадки подшипников

Вопрос о смазывании подшипников решается в зависимости от быстроходности и нагруженности привода. Обычно в приводах общего назначения применяют для подшипников пластичный смазочный материал. 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. 5.2.

 
 


0,1-0,2 1-2

               
   
     
       
 
 
 

 


 

 

 
 

 

 


Рис. 5.2 Установка мазеудерживающего кольца на шейку вала

 

Глубина гнезда подшипника принимается равной lт = 1,5 В.

Толщина фланца t подшипника принимается равной диаметру d0 отверстия. Высоту головки болта принимают равной около 0,7dв . Зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи или торцом шкива обычно принимают равным 10 мм.

Определение конструктивных размеров зубчатых колес

Обычно, если отношение диаметра шестерни к диаметру соответствующей шейки вала невелико, то ее выполняют за одно целое с валом. Размеры шестерни определены выше.

Колесо при средних габаритах принимается кованым или штампованным. Его основные размеры также определены выше.

 

b2
       
 
   
 


b0


С

 

 


dк2 dст

       
 
 
   

 

 


Lст

 

 

Другие конструктивные размеры согласно [14]. Диаметр ступицы dст = 1,6dк2 ; Длина ступицы Lст = (1,2 – 1,5)dк2 , или Lст = b2 ,или Lст =b2 +(5-10). Толщина обода b0 = (2,5 - 4)m . Толщина диска С = 0,3b2.   Рис. 7.1 К определению конструктивных элементов зубчатого колеса  

Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора

 

Расчет может проводиться по методике, изложенной в [14]. Толщина стенок корпуса b = 0,025аW + 1 и крышки: bк = 0,02аW + 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.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
- верхнего пояса корпуса и пояса крышки bкф = 1,5b; bкрф = 1,5bк ;
- нижнего пояса корпуса р = 2,35b.

Глубина гнезда подшипника lп = 1,5В

Диаметр болтов:

- фундаментных dф = (0,03 – 0,036)аW + 12.


- крепящих крышку к корпусу у подшипников dк = (0,7 – 0,75) dф;

- соединяющих крышку с корпусом dкк = (0,5 – 0,6) dф

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

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

В ведущей ветви цепи в процессе стационарной работы передачи действует постоянная сила F1, состоящая из окружной силы Ft и силы натяжения ведомой ветви F2: F1 = Ft + F2.

Окружная сила на звездочках:

где М1 - вращающий момент на ведущей звездочке,

d1 - делительный диаметр ведущей звездочки,

N1 - мощность на ведущей звездочке,

V1 - скорость движения цепи.

Сила натяжения ведомой ветви: F2 = F0 + FЦ

где F0 - натяжение цепи от силы тяжести; FЦ - 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 m1 - погонная масса цепи; g - ускорение свободного падения, aW - межосевое расстояние; f - стрела провисания цепи.

При вертикальном (и близком к нему) положении линии центров звездочек: F0 = m1 g aW

Натяжение цепи от действия центробежных сил определяют по аналогии с ременными передачами: FЦ = m1 V2.

где V - скорость движения цепи.

Если ветви цепей параллельны, сила, действующая на валы равна FΣ = F1 + F2.

Расчетная сила, действующая на валы передачи: FΣ = kB Ft.

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

 

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

FP/ = Ft S

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

По найденному значению FP/ по стандартам на приводные цепи находят несколько вариантов цепи, для которых разрушающая сила больше требуемой FP > FP/. 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 расчет цепной передачи проводят по условию износостойкости шарниров цепи.

Давление в шарнирах р не должно превышать допустимого значения в данных условиях эксплуатации. Его связывают с путем трения Sf зависимостью: C = pmSf.

где C – константа для конкретных условий эксплуатации, m - показатель степени, зависящий от вида трения в шарнирах, равный 3 при хорошем смазывании и 1-2 при недостаточном смазывании.

Условное давление в шарнирах цепи в предположении нулевого зазора между валиком и втулкой и равномерного распределения давления в шарнире равно:

где КЭ - коэффициент эксплуатации; Ft - окружная сила на звездочках; А - площадь проекции шарнира на диаметральное сечение, [p]- допустимое давление, для средних эксплуатационных условий эксплуатации, при которых КЭ = 1.

Площадь проекции шарнира: А=d b,

где d - диаметр валика; b - длина втулки. Для стандартных цепей А определяется по таблицам в зависимости от шага t.

Значения входящих в приведенные формулы параметров приведены в табл. 9.1-9.4 [13].

 

Таблица 9.1 Допускаемое среднее давление [p] в зависимости от шага цепи при числе зубьев звездочки z1 = 15-30

 

Максимальная частота вращения 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
34,3 34,3 34,3 34,3
30,9 29,4 28,1 25,7
28,1 25,7 23,7 20,6
25,7 22,9 20,6 17,2
23,7 20,6 18,1 14,7
22,0 18,6 16,3 -
20,6 17,2 14,7 -
18,1 14,7 - -
16,3 - - -
14,7 - - -
13,4 - - -

 

Таблица 9.2 Проекции опорных поверхностей шарниров А приводных роликовых цепей, мм2

 

Шаг цепи t, мм Тип цепи
однорядная двухрядная трехрядная четырехрядная
- - -
9,525 - - -
12,7 39,6 85,3 125,5 -
15,875 51,5 -
19,05
25,4
31,75
38,1
44,45
50,8

 

 

Таблица 9.3 Рекомендуемые числа зубьев меньшей звездочки в зависимости от передаточного числа передачи

 

Тип цепи z1 при передаточном числе z1 min
1-2 2-3 3-4 4-5 5-6
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 9.4 Минимально допустимые числа зубьев звездочки в зависимости от шага цепи, мм

 

t 9,525 12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 38,1 44,45 50,08
z1 min

 

Пользуясь табл. 9.3 и 9.4 сначала по передаточному числу выбирают минимальное число зубьев ведущей звездочки, а затем – по нему предварительно выбирают шаг звеньев цепи.

Коэффициент эксплуатации представляет собой произведение:

 

КЭ = КД КА КН КРЕГ КСМ КРЕЖ КТ

 

Коэффициент КД учитывает динамичность нагрузки, при спокойной нагрузке равный 1; при нагрузке с толчками 1,2…1,5; при сильных ударах 1,8. Коэффициент КА 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 aW = (30…50)t КА = 1; в других случаях , где L0 - длина цепи при aW =40t, L- длина рассчитываемой цепи. Коэффициент КН учитывает влияние наклона линии центров звездочек передачи к горизонту. Чем больше наклон передачи, тем меньше допустимый суммарный износ цепи: при угле наклона ψ≤450 КН = 1; при ψ>450 КН =0,15√ ψ. Коэффициент КРЕГ 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 КСМ 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 КРЕЖ учитывает влияние режима работы передачи. С учетом пропорциональность пути трения и числа смен NСМ работы передачи, получают . Коэффициент КТ учитывает влияние температуры окружающей среды, при – 250 < T < 1500 C его принимают равным 1; при экстремальных условиях – больше 1.

Если по расчету значение коэффициента КЭ >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.

Проверочные расчеты передачи проводят при значительных отличиях реальных условий эксплуатации от средних. Проверку на прочность при пиковых перегрузках проводят для передач землеройных, сельскохозяйственных и других машин, при работе которых возникают неучитываемые предельные состояния (встреча с непрогнозируемым препятствием). Условие прочности: Fmax = kn Ft ≤ FP

где kn - кратность кратковременной перегрузки.

Для тяжелонагруженных быстроходных передач (при скорости цепи более 20 м/с) проводят расчет деталей на сопротивление усталости. По этому критерию разрушающую силу Fy определяют раздельно для пластин, валиков, втулок и роликов. Допускаемая окружная сила на звездочках по условию сопротивления усталости: Ft/ = Fymin / S.

где Fymin - меньшая сила из определенных; S - коэффициент безопасности.

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 = Та К

В этой зависимости Та - 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

O1
r2
O2
g
f
Dд
De
Di
α
φ/2
r1
x2
y2
r3
δа
δД
r
t

 


 

 

Рис. 9.1 Конструктивные элементы звездочки

 

Конструктивные размеры звездочек для втулочных и роликовых цепей определяются по следующим зависимостям [ 13].

- Число зубьев малой звездочки:

рекомендуемое

минимальное

- Максимальное число зубьев большой звездочки zmax = 120

- Угол поворота звеньев цепи на звездочке φ = 360/ z

- Диаметры окружностей:

делительный

выступов

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 = 0,5025D + 0,05

сопряжения r1 = 0,8D + r

головки зуба r2 = D(0,8cos β + 1,24cos γ – 1,3025) – 0,05

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

- Радиус закругления зуба r3 = 1,7D

- Расстояние О1О2 O1O2 = 1,24D

- Координаты: x1 = 0,8Dsin α

y1 = 0,8Dcos α

x2 = 1,24Dcos 1800/z

y2 =1,24Dsin 1800 /z

- Координаты центра радиуса hr = 0,8D

- Ширина зуба:

однорядная цепь b = 0,93BBH – 0,15

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

многорядная цепь b = 0,86BBH – 0,3

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

δO = 0,7t (для чугуна)

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

δД = 0,7t (для чугуна)

Примечания:

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

2. 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.

3. Во всех формулах t – шаг цепи, S – толщина пластин, BBH – расстояние между внутренними пластинами цепи.

4. Диаметр втулки (ролика) цепи D выбирается по ГОСТ10947-64.

 

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 расчитать 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 данной работе 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. 9.5 [13]. Основные размеры сечения ремня указаны на рис. 9.2.

a ap

 


y0

Рис. 9.2 Размеры сечения клинового ремня

h

 
 

 


φ0

 

Таблица 9.5 Размеры клиновых ремней

 

Тип и сечение ремня Размеры сечения, мм   F1, мм2 L, мм Dmin, мм T2 Н м
ap h a y0 min max
Норм.                  
О 8,5 2,1
А 2,8 11-70
Б 10,5 40-190
В 13,5 4,8 110-550
Г 6,9 450-2000
Д 23,5 8,3 1100-4500
Е
Узкий                  
1-8,5 8,5 10,5 2,4  
1-11  
1-14 3,9  

 

На меньшем шкиве необходимо обеспечивать угол обхвата не менее 1200.

Предельные межосевые расстояния в клиноременной передаче должны выбираться из соотношений:

Amin = 0,55(D1 + D2) + h

Amax =2(D1 + D2)

Для уменьшения напряжений изгиба в ремне рекомендуется придерживаться следующих соотношений межосевого расстояния, диаметра большего шкива и передаточного числа передачи (табл. 9.6) [13].

 

Таблица 9.6 Рекомендуемые соотношения A/ D2

Передаточное число u 6-9
Отношение A/ D2 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. 9.7) [13].

 

Таблица 9.7 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 [13]:

K = K0 Cα CV CP

где K0 – удельное окружное усилие для данных условий работы; Cα – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на меньшем шкиве на тяговую способность; CV – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; CP – коэффициент режима работы.

Указанные коэффициенты выбирают по табл. 9.8 – 9. 11.

 

Таблица 9.8 Допускаемое удельное окружное усилие K0 [13]

 

Диаметр малого шкива, мм Сечение ремня K0, Н/мм2
σ0 = 0,9 Н/мм2 σ0 = 1,2 Н/мм2 σ0 = 1,5 Н/мм2
  1,18 1,45 1,62
О 1,28 1,57 1,74
90 и более   - 1,65 1,86
  1,23 1,51 1,67
А 1,31 1,61 1,8
125 и более   - 1,7 1,91
  1,23 1,51 1,67
Б 1,36 1,67 1,88
180 и более   - 1,74 2,05
  1,23 1,51 1,67
В 1,38 1,69 1,89
  - 1,84 2,07
280 и более   - 1,91 2,24
  1,23 1,51 1,67
  1,40 1,72 1,93
Г - 1,91 2,16
450 и более   - 1,92 2.24
  1,23 1,51 1,67
Д 1,40 1,72 1,93
630 и более   - 1,92 2,24
  1,23 1,51 1,67
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.

 






ТОП 5 статей:
Экономическая сущность инвестиций - Экономическая сущность инвестиций – долгосрочные вложения экономических ресурсов сроком более 1 года для получения прибыли путем...
Тема: Федеральный закон от 26.07.2006 N 135-ФЗ - На основании изучения ФЗ № 135, дайте максимально короткое определение следующих понятий с указанием статей и пунктов закона...
Сущность, функции и виды управления в телекоммуникациях - Цели достигаются с помощью различных принципов, функций и методов социально-экономического менеджмента...
Схема построения базисных индексов - Индекс (лат. INDEX – указатель, показатель) - относительная величина, показывающая, во сколько раз уровень изучаемого явления...
Тема 11. Международное космическое право - Правовой режим космического пространства и небесных тел. Принципы деятельности государств по исследованию...



©2015- 2024 pdnr.ru Все права принадлежат авторам размещенных материалов.