МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ «МАМИ» В.Г. Белоглазов, Н.П. Баловнев, Л.А. Дмитриева, А.С. Лукьянов МЕТОДИЧЕСКИЕ И СПРАВОЧНЫЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ВЫПОЛНЕНИЯ КУРСОВЫХ ПРОЕКТОВ СТУДЕНТАМИ ВУЗОВ, ОБУЧАЮЩИХСЯ ПО СПЕЦИАЛЬНОСТИ «АВТОМОБИЛЕ- И ТРАКТОРОСТРОЕНИЕ» Допущено УМО по образованию в области транспортных машин и транспортнотехнологических комплексов в качестве учебного пособия для студентов вузов, обучающихся по специальности «Автомобиле - и тракторостроение» МОСКВА 2012 УДК БКК Разработано в соответствии с Государственным образовательным стандартом ВПО 2000 г. для студентов вузов, обучающихся по специальности «Автомобиле-и тракторостроение» Рецензент Зав.кафедрой «Колесные и гусеничные машины» МГТУ «МАМИ», засл. деятель науки РФ, д.т.н., профессор Шарипов В.М. Работа подготовлена на кафедре «Детали машин и ПТУ» Методические и справочные материалы для выполнения курсовых проектов студентами вузов, обучающихся по специальности «Автомобиле-и тракторостроение»: учебное пособие / В.Г.Белоглазов, Н.П.Баловнев, Л.А. Дмитриева, А.С.Лукьянов – М.: МГТУ «МАМИ»,2012.- 197 с. В учебном пособии приведены справочные данные, методика конструирования редукторов, примеры расчетов: зубчатой передачи, червячной передачи, цепной передачи, ременной передачи, тихоходного вала редуктора, подшипников качения, необходимые для выполнения курсовых проектов. Настоящее учебное пособие полезно для студентов технических вузов и при практической работе инженеров. УДК_____ БКК_____ © В.Г.Белоглазов, Н.П.Баловнев, Л.А. Дмитриева, А.С.Лукьянов, 2012 © 2 МГТУ «МАМИ», 2012 ПРЕДИСЛОВИЕ Настоящее учебное пособие разработано в помощь студентам машиностроительных вузов, и может быть использовано инженерами для решения практических задач, при конструировании деталей и отдельных узлов. Методические и справочные материалы приведенные в пособии могут быть использованы студентами, обучающимся по специальности «Автомобиле- и тракторостроение» при выполнении курсового проектирования на технических кафедрах, в том числе профилирующих. В учебном пособии приведены данные на примере выполнения курсового проекта «Детали машин и основы конструирования». Представлены материалы о содержании лабораторных и расчетнографических работ, расчетно-пояснительной и графической части проекта; основные методические, справочные материалы; примеры к прочностным расчетам зубчатых передач с цилиндрическими колесами, червячных, цепных, ременных передач, валов редукторов, разработки технических проектов редукторов на этапе эскизного проектирования. Учебное пособие написано с использованием общепринятых технических терминов, соответствующих ГОСТов и установившихся методик по расчету и проектированию. Приведенные рекомендации по конструированию и отдельные конструктивные решения отражают современный уровень отечественного машиностроения. 1.ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ Для студентов, очной и заочной форм обучения, целью изучения дисциплины «Детали машин и основы конструирования» является ознакомление с конструкцией, работой, критериями работоспособности, основами расчета и принципами конструирования деталей и узлов машин общемашиностроительного назначения . В результате изучения дисциплины студенты должны овладеть навыками расчета и конструирования деталей и узлов машин, приобрести опыт выполнения проектно-конструкторских работ по решению технических задач в области машиностроения. Освоение теоретического содержания дисциплины и курсовой проект выполняют с использованием рекомендуемой литературы. 2. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАЗДЕЛА ПО КУРСУ «ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ» Значение и содержание раздела курса. Определения: деталь, сборочная единица, узел. Стандартизация и унификация узлов и деталей. 3 Стандартизация методов расчетов. Виды стандартов, нормальные ряды размеров и параметров. Основы расчетов и конструирования деталей и узлов машин Критерии работоспособности и требования, предъявляемые к узлам и деталям машин. Виды нагрузок и напряжений. Расчеты на прочность. Факторы, влияющие на прочность и сопротивление усталости. Пути повышения сопротивления усталости. Расчет по допускаемым напряжениям и по запасам прочности. Расчет на долговечность по сопротивлению усталости при постоянном и переменном режимах нагружения. Различные виды эквивалентных режимов. Трение и изнашивание в машинах. Виды пар трения. Расчет на износостойкость. Передачи Классификация передач. Общие кинематические и силовые зависимости для передач. Зубчатые передачи. Достоинства и недостатки. Классификация. Материалы и термообработка зубчатых колес. Виды разрушений и виды расчетов закрытых и открытых зубчатых передач. Силы в зацеплении. Расчет цилиндрических зубчатых передач по контактным напряжениям и на излом зуба. Конические зубчатые передачи. Основные сведения об изготовлении и геометрии. Особенности расчета конических зубчатых передач по контактным напряжениям и на излом зуба. Червячные передачи. Общая характеристика. Достоинства и недостатки. Классификация. Критерии работоспособности и виды расчетов червячных передач. Материалы червячной пары. Силы в зацеплении. Коэффициент полезного действия червячной передачи. Расчет по контактным напряжениям и на излом зуба. Расчет тела червяка на прочность и жесткость. Тепловой расчет червячного редуктора. Цепные передачи. Общие сведения. Достоинства и недостатки. Виды цепей. Звездочки цепных передач. Геометрия цепной передачи. Кинематика и динамика цепной передачи. Критерии работоспособности цепных передач и их расчет. Смазка цепных передач Ременные передачи. Достоинства и недостатки. Виды ремней. Способы натяжения ремней. Геометрия ременной передачи. Силы и напряжения в ремне. Критерии работоспособности. Плоскоременные передачи. Расчет по тяговой способности. Клиноременные передачи и их расчет. Шкивы ременных передач. Оси и валы Общие сведения. Критерии работоспособности и виды расчетов. Материалы валов и осей. Приближенный расчет вала. Конструирование валов и осей. Расчет вала на прочность и сопротивление усталости. 4 Подшипники Назначение и общая классификация. Подшипники качения. Достоинства и недостатки. Классификация подшипников. Обозначение. Критерии работоспособности и виды расчетов. Материалы. Подбор стандартных подшипников по динамической и статической грузоподъемности. Подшипники скольжения. Общие сведения и классификация. Достоинства и недостатки. Материалы. Критерии работоспособности и расчета. Расчет подшипников смешанного трения. Тепловой расчет. Соединения Классификация и области применения. Достоинства и недостатки. Сварные соединения. Резьбовые соединения. Шпоночные, шлицевые и профильные соединения. Соединения деталей с натягом. Муфты Основные понятия и классификация муфт. Глухие муфты. Подвижные муфты. Муфты сцепные управляемые и самоуправляемые. Комбинированные муфты. 3. ЛАБОРАТОРНЫЕ РАБОТЫ 1.Испытание поперечно-нагруженного болтового соединения. 2.Изучение работы резьбового соединения. 3.Испытание затянутого болтового соединения, нагруженного внешней осевой силой. 4.Изучение конструкции привода ленточного конвейера на действующем макете. 5.Определение основных параметров цилиндрического редуктора. 6.Определение основных параметров червячного редуктора. 7. Монтаж и регулировка червячного редуктора. 8.Определение коэффициента полезного действия червячного редуктора. 9.Испытание клиноременной передачи со снятием кривой скольжения и КПД. 10.Испытание подшипников качения. 11.Испытания предохранительных муфт. 4. РАСЧЕТНО-ГРАФИЧЕСКИЕ РАБОТЫ Для студентов заочной формы обучения предусмотрено выполнение расчетно-графических работ. Расчетно-графическая работа № 1. Кинематический и силовой расчет привода 5 Исходные данные берут из технического задания на курсовую работу (курсовой проект). Расчет содержит: подбор электродвигателя привода цепного или ленточного конвейера; определение и разбивку общего передаточного отношения привода по передачам; определение частот вращения, моментов и мощностей для всех валов привода. Результаты расчета сводят в таблицу. Расчетно-графическая работа № 1 является частью расчетнопояснительной записки к курсовому проекту, поэтому может быть оформлена как ее отдельный раздел . Расчетно-графическая работа № 2. Соединения. Содержит две задачи: 1) расчет болтовых соединений, грузовых и ходовых винтов; 2) сравнительный расчет шпоночного, шлицевого и прессового соединения тихоходного вала и ступицы зубчатого или червячного колеса. Исходные данные для второй задачи берут из расчетнографической работы № 1. Расчетно-графическую работу № 2 оформляют на стандартных листах бумаги формата А4. Она должна иметь титульный лист, содержание и список использованной литературы. 5. КУРСОВОЙ ПРОЕКТ Объем курсового проекта – три листа графической части и пояснительная записка. Лист № 1. Сборочный чертеж редуктора Сборочный чертеж редуктора выполняют в двух - трех проекциях с разрезами, сечениями, дополнительными видами и надписями, необходимыми для понимания конструкции и принципа работы. Чертеж должен содержать изображение всех входящих в редуктор деталей, давать полное представление о конструкции каждой детали. Чертеж выполняют на листе ватмана формата А1 в масштабе 1:1. Некоторые дополнительные виды и разрезы допускается изображать в уменьшенном масштабе (М 1:2 или М 1:2,5). Не допускается изображать детали резьбовых соединений упрощенно. При их вычерчивании обязательно показывают зазоры между болтом (винтом) и отверстием детали, запасы резьбы и глубину сверления. Крепежные изделия одного типоразмера допускается изображать один раз, показывая положение остальных осевыми линиями. Подшипники качения вычерчивают упрощенно: одну сторону в разрезе, другую - условно. Изображения деталей зубчатых и червячных пар выполняют в соответствии с ГОСТ 2.402-68. 6 На чертеже проставляют следующие размеры: - габаритные (длину, ширину, высоту); - сопряженные (посадочные), оговаривающие посадки подшипников, зубчатых колес, шкивов, муфт, крышек, колец и т.д. (посадки одинаковых деталей допускается проставлять один раз); - установочные и присоединительные (размеры основания редуктора, размеры между осями отверстий под крепежные болты и диаметры этих отверстий, диаметры и длины выступающих концов валов и т.п.); - основные, характеризующие редуктор (межосевые расстояния передач, начальные диаметры зубчатых колес, числа и углы наклона зубьев, модули зацеплений); - регулировочные с предельными отклонениями, необходимые для нормальной работы редуктора; - определяющие минимальный и максимальный уровень масла. Кроме того, на листе приводят технические требования, техническую характеристику и номера позиций всех деталей и сборочных единиц, основную надпись. Технические требования должны отражать дополнительные данные о сборке, регулировке, изготовлению и эксплуатации редуктора (регулировку подшипников и зацеплений, способ герметизации плоскости разъема корпуса, объем заливаемого масла и периодичность его замены, режим обкатки и др.). В технической характеристике редуктора приводят: передаточное число, момент на выходном валу, частоту вращения тихоходного (быстроходного) вала редуктора и т.п. Номера позиций располагают параллельно основной надписи чертежа вне контура изображения, сгруппированные горизонтально или вертикально. Основная надпись выполняется и заполняется в соответствии с ГОСТ 2.104-68. Для листа № 1 составляют спецификацию в соответствии с ГОСТ 2.108-68, в которую записывают все документы курсового проекта. Лист №2. Рабочие чертежи деталей Рабочие чертежи деталей выполняют на листе ватмана формата А1, разбитом на форматы по ГОСТ 2.301-68, достаточные для изображения деталей в масштабе 1:1. Дополнительные сечения, виды и разрезы допускается изображать в уменьшенном масштабе (М 1:2 или М 1:2,5). Перечень и количество деталей назначает преподаватель при выдаче задания на курсовой проект. Деталь изображают в том положении, в котором производят обработку основных ее поверхностей. 7 Чертеж детали должен содержать все данные, определяющие ее форму, размеры, предельные отклонения размеров и формы, шероховатость поверхностей, марку материала, вид термообработки с указанием предельных значений твердости и другие сведения, необходимые для изготовления и контроля детали. Лист № 3. Чертеж общего вида привода Чертеж общего вида привода выполняют в масштабе, предусмотренном ГОСТ 2.302-68, в двух - трех проекциях. Чертеж должен давать полное представление о конструкции привода, его эксплуатационных характеристиках, основных размерах, присоединительных поверхностях узлов, сборочных единицах и деталях, составляющих привод. Узлы, сборочные единицы и детали привода изображают на чертеже упрощенно, опуская мелкие конструктивные элементы деталей (фаски, радиусы закруглений, проточки и т.п.). Крепежные изделия (кроме фундаментных болтов) показывают осевыми линиями. На чертеже привода должны быть приведены: - изображения всех элементов привода; - габаритные, присоединительные и монтажные размеры; - технические требования к монтажу привода; - техническая характеристика привода; - план фундамента; - обозначения узлов привода в виде выносок на полках. Расчетно-пояснительная записка Расчетно-пояснительную записку выполняют чернилами одного цвета на стандартных листах формата А4. Текст следует располагать на одной стороне листа. Записка должна содержать: титульный лист, техническое задание, необходимые расчеты, список использованной литературы, оглавление и приложение (бланки спецификации). Записку разбивают на разделы и пункты, которые нумеруют арабскими цифрами (1.; 1.1.; и т.д.). Наименование разделов и пунктов записывают в виде заголовков. Каждый расчет раздела или пункта также должен содержать заголовок, указывающий рассчитываемый параметр. Запись расчетов должна состоять из формулы, численных значений параметров, в нее входящих, результата и его размерности. Ниже дают расшифровку параметров, входящих в формулу, с указанием литературного источника и номера страницы. Содержание расчетно-пояснительной записки 1. Титульный лист. 2. Введение. 8 3. Техническое задание. 4. Кинематический и силовой расчет привода. 5. Расчет зацеплений. 6. Расчет ременной или цепной передачи. 7. Расчет валов (приближенный для всех, уточненный – для одного, тихоходного). 8. Подбор подшипников качения (для всех валов). 9. Расчет соединений (шпоночных, шлицевых и т.д.). 10.Подбор стандартной компенсирующей муфты. 11.Список использованной литературы. Приложение - спецификация (выполняют только для 1-го листа). 6. РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. По теоретическому курсу Решетов Д.Н. Детали машин.Учеб. для студ.машиностроит. и мех. спец.вузов.-4-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1989 г.-496 с.: ил.* Гузенков П.Г. Детали машин:- 4-е изд. испр.- М.: Высш. шк. 1986.358.[1]с: ил.* Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для втузов/ Под ред. В.А.Финогенова.-6-е изд.,перераб. –М.: Высш.шк.,1998.-383 с.: ил. Березовский Ю.Н., и др. Детали машин: Учебник для машиностроит.техникумов/ Ю.Н. Березовский,Д.В.Чернилевский, М.С. Петров; Под ред. Н.А.Бородина.- М.:Машиностроение,1983.-384 с.,ил. Ревков Г.А.Расчет деталей машин на прочность и выносливость: учеб. пособие.МАМИ,1981 г. Пронин Б.А.,Баловнев Н.П. Зубчатые передачи. Конспект лекций по курсу «Детали машин и основы конструирования» МГТУ «МАМИ» М.,1997.-68 с.* Пронин Б.А. Ременные передачи. Конспект лекций .МГТУ «МАМИ», 1980 г. Чихачева О.А.,Лукьянов А.С.,Рябов В.А., Дмитриева Л.А. Цепные передачи: Метод.указ. к курс. Проект. По курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов машиностроит. спец./МГТУ «МАМИ», каф. «Детали машин и ПТУ»- М.,2011,-23 с. Мартынов В.К.,Баловнев Н.П.,Дмитриева Л.А. Ременные передачи с клиновыми ремнями нормальных сечений. -1-е изд.-М.: МГТУ «МАМИ», 2011.-27 с. 9 По лабораторным работам 1. Испытание поперечно-нагруженного болтового соединения: методические указания/В.К.Мартынов, Л.А.Дмитриева, И.Н.Семин.3-е.-М: МГТУ «МАМИ»,2010.-12 с. 2. Изучение работы резьбового соединения: методические указания/В.К.Мартынов, И.Н.Семин.- 3-е.-М: МГТУ «МАМИ»,2010.13 с. 3. Испытание затянутого болтового соединения, нагруженного внешней осевой силой: методические указания/ В.К.Мартынов, И.Н.Семин.- 3е.-М: МГТУ «МАМИ», 2010.- 14 с. 4. Методические указания по проведению лабораторных работ по курсу "Детали машин". Раздел "Зубчатые и червячные передачи". МАМИ, 1980 г. 5. Определение коэффициента полезного действия червячной передачи: методические указания/В.К.Мартынов, И.Н.Семин.- 1-е.-М: МГТУ «МАМИ»,2011.-16 с. 6. Испытание клиноременной передачи на тяговую способность [текст]: методические указания по лабораторным работам к разделу «Детали машин и основы конструирования»/ В.К. Мартынов, И.Н. Семин; МГТУ «МАМИ», каф. «Детали машин и ПТУ».-М.:МГТУ «МАМИ»,2006.-8 с. 7. Предохранительные муфты: методические указания/ В.К.Мартынов, И.Н.Семин .-1-е изд.- М.:МГТУ «МАМИ», 2012.-20 с. По расчетно-графическим работам 1. Чихачева О.А., Рябов В.А. Общий расчет привода: Методические указания к курсовому проектированию для студентов всех машиностроительных специальностей. М.: МАМИ,1998 г.* 2. Баловнев Н.П.Расчет резьбовых соединений и винтовых механизмов: Метод.указ. к разделу курса «Детали машин и основы конструирования» для всех машиностроит. спец./ МАМИ.каф. «Детали машин и ПТУ».- М.,2000.-39 с.:ил.* По курсовому проекту 1. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин:Учеб. пособие для студ.техн.спец.вузов/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов.- 8-е изд.перераб. и доп.-М.: Издательский центр «Академия», 2003.-496 с.* 2. Чернавский С.А. Расчет и проектирование деталей машин: Учеб.пособие / С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др. – 3-е изд. перераб. и доп. – М.: ИНФРА-М, 2011.-414 с.; ил.- (Среднее профессиональное образование) 10 3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя [текст ]: в 3-х т. Т.1/ В.И.Анурьев; под ред. И.Н.Жестковой.-9-е изд.,прераб.и доп.-М.: Машиностроение-1, 2006.-928 с.:ил. 4. Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. пособие для машиностроит. и мех. спец вузов: В 2-х ч. /Б.А. Байков и др.; Под ред.Д.Н.Решетова.-5-е изд, перераб. и доп.-М.: Машиностроение,1992-ч.1.-1992.-352 с.:ил. 5. Баловнев Н.П., Пронин Б.А.Расчет цилиндрических зубчатых передач: учебн. Пособие по дисц. «Детали машин и основы конструирования» для студ.машиностроит.спец. /МГТУ «МАМИ», каф. «Детали машин и ПТУ».-М.,2006,-53 с.* 6. Пустынцев Е.Н., Петров М.С. Расчет червячных цилиндрических передач: метод.указания к курс. Проектированию для студентов всех спец. / МГТУ «МАМИ» ,каф. «Детали машин и ПТУ».-М., 2006.-32 с.,ил* 7. Шмелев А.Н. Конструирование и расчет валов редукторов: Метод.указ. к вып.курс.проекта по курсу «Детали машин и ПТУ» для студ.всех спец./МГТУ «МАМИ» , каф. «Детали машин и ПТУ», - М., 1996,-67 с.* 8. Пустынцев Е.Н. Подбор стандартных подшипников качения.М.: МАМИ, 1987 г.* 9. Чихачева О.А.,Лукьянов А.С.,Рябов В.А., Дмитриева Л.А. Цепные передачи: Метод.указ. к курс. Проект. По курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов машиностроит. спец./МГТУ «МАМИ», каф. «Детали машин и ПТУ»- М.,2011,-23 с. 10.Мартынов В.К., Баловнев Н.П., Дмитриева Л.А. Ременные передачи с клиновыми ремнями нормальных сечений: Метод. указ.к курс.проектир. по дисц. «Детали машин и основы конструирования» для студентов машиностроит. спец./ МГТУ «МАМИ», каф. «Детали машин и ПТУ».- М., 2011,-27 с. 11.Сырников Е.П. Конструирование и расчет валов редукторов. МАМИ,1996. Примечание .Литературу, помеченную звездочками(*), следует считать основной. Допускается использование любой литературы, рекомендованной для студентов машиностроительных вузов. 7. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 7.1. Общие сведения Машина – механическое устройство, выполняющее движение для преобразования энергии, материалов или информации. Рабочая машина осуществляет изменение формы, свойств, состояния и положение предметов труда. 11 Привод рабочей машины – состоит из двигателя (источника энергии), связанного с ним устройства (передаточного механизма) для приведения в движение, входящих в состав машины одного или нескольких твердых тел (исполнительных или рабочих органов), и аппаратуры управления. В качестве источника энергии в приводах общемашиностроительного назначения, наряду с известными асинхронными электродвигателями трехфазного тока с короткозамкнутым ротором серии 4А , широко применяют современные унифицированные асинхронные электродвигатели серии АИР и новой серии RA, отвечающие перспективному уровню развития мирового электромашиностроения. Указанные электродвигатели предназначены для нужд народного хозяйства: они наиболее универсальны; закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применять эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т.д. Двигатели применяют для привода рабочих машин, имеющих постоянную или значительно меняющуюся нагрузку при длительном режиме работы и большую пусковую нагрузку, вследствие повышенной силы трения и больших инерционных масс, например, конвейеров, шнеков, смесителей, грузоподъемников и т.д. Эти электродвигатели непосредственно включаются в сеть, работают при любом направлении вращения, обеспечивая при необходимости реверсивность привода рабочей машины. На рис.7.1. представлена тяговая характеристика асинхронного электродвигателя трехфазного тока. Номинальная частота вращения и номинальная мощность характеризуют номинальный режим работы электродвигателя ( и приводятся в каталоге, - принимается за расчетную частоту вращения при выполнении кинематического и силового расчета привода). Номинальный вращающий момент соответствует . Рис.7.1. Тяговая характеристика На номинальном режиме эксплуатации асинхронного электродвигателя с электродвигатель работает длительное время с короткозамкнутым ротором близким к максимальному кпд и без перегрева. Под нагрузкой частота вращения вала электродвигателя снижается. Синхронная частота вращения соответствует холостому ходу. Отношения и приводятся в справочной литературе. Точка характеристики с координатами ( 12 , ) соответствует режиму пуска. При разгоне электродвигателя вращающий момент возрастает до (при ), а затем снижается, последовательно достигая точек с координатами ( , )и( , Рассматриваемый участок характеристики близок к прямолинейному, т.е. на нем момент пропорционален скольжению. При этом значительное изменение нагрузки сопровождается незначительным изменением частоты вращения (так проявляется свойство «жесткости» характеристики). Последним объясняется использование электродвигателей в приводах рабочих машин, для которых нагрузка рабочих органов характеризуется изменением момента сопротивления при постоянстве частоты вращения ( Основные технические данные, габариты, установочные и присоединительные размеры двигателей серий АИР , 4А и RA в зависимости от конструктивного исполнения по способу монтажа приведены в таблицах П.7.1.…П.7.5. приложения. Использование передаточных механизмов в приводах обусловлено рядом конструктивно-эксплуатационных факторов: по условиям компоновки, габаритов, техники безопасности, двигатель не всегда можно непосредственно соединить с исполнительными органами; требуемые скорости движения исполнительных органов обычно не совпадают с оптимальной частотой вращения двигателя; в большинстве технологических и транспортных машин необходимо обеспечить регулирование скоростей исполнительных органов и возможность их работы с большими моментами при малых скоростях (регулирование же скорости двигателя не всегда возможно и экономично); двигатели предназначены главным образом для равномерного вращательного движения, а исполнительные органы машин осуществляют часто вращательное винтовое и другие виды движения, а такие движения с заданным законом изменения скоростей и т.п. В приводах рабочих машин передаточные механизмы выполняют в виде механических, электрических, гидравлических и пневматических передач. Наиболее распространены механические передачи вращательного движения, созданные на использовании явлений трения (ременные и фрикционные передачи) и зацепления (зубчатые, червячные, цевочные и винтовые). При помощи этих передач осуществляют понижение (или повышение) скорости; изменение направления движения; ступенчатое или бесступенчатое регулирование скорости; приведение в движение нескольких исполнительных органов и т.п. Согласование режима работы двигателя с режимом работы исполнительных органов машины есть главное назначение передач, которые преобразуют силовые и кинематические параметры движения двигателя при перемещении его к исполнительным органам. 13 В каждой механической передаче различают два вала (звена): на входе в передачу – входной или ведущий вал (входное или ведущее звено); на выходе из передачи – выходной или ведомый вал (выходное или ведомое звено). Известны следующие основные характеристики механических передач: мощность на входе и - на выходе передачи, Вт ; быстроходность, которая выражается частотой вращения на входе и на выходе, об/мин ( ), или угловыми скоростями и , рад/c ( ). Эти характеристики минимально необходимы и достаточны для проведения проектного расчета любой передачи. Кроме основных используются следующие производные характеристики передач: коэффициент полезного действия, передаточное отношение и передаточное число. Коэффициент полезного действия (кпд) - безразмерная величина , характеризующая степень совершенства передач и связанна с энергетическими потерями в них. Передаточное отношение ( i ) определяется в направлении потока мощности, как отношение угловых скоростей или частот вращения ведущих и ведомых звеньев передач, . Понятие передаточного отношения распространяется на простые механизмы (пары зубчатых колес, червячные, ременные и цепные передачи) и на сложные многозвенные (многоступенчатые редукторы, планетарные редукторы, коробки передач и т.д.). В приводах рабочих машин передачи выполняют с постоянным и регулируемым передаточным отношением. Наиболее часто в приводах используются: редукторы (понижающие передачи) и мультипликаторы (повышающие передачи), сохраняющие постоянное передаточное отношение; коробки передач (скоростей) позволяющие ступенчато изменять частоту вращения; вариаторы, обеспечивающие бесступенчатое регулирование числа оборотов и оптимальный скоростной режим. Передаточное число ( ) – отношение числа зубьев большого колеса к числу зубьев меньшего в зубчатой передаче, числа зубьев колеса к числу заходов червяка в червячной передаче, числа зубьев большой звездочки к числу зубьев малой в цепной передаче, а также диаметра большего шкива или катка к диаметру меньшего в ременной или фрикционной передаче (нерегулируемой). Передаточное число всегда больше или равно единице и его значение не зависит от того, какое звено ведущее, а передаточное отношение зависит и оно может быть меньше или больше единицы, положительным или отрицательным. При отсутствии необходимости учитывать направление вращения звеньев с направлением вращения ведущего звена, за передаточные отношения принимают их абсолютные 14 значения. С учетом последнего, для редуктора i = u , для мультипликатора i = . По этой причине, когда рассматриваются только понижающие передачи, часто встречаются замены символа передаточного отношения символом передаточного числа с сохранением соответствующих понятий, что имеет место и в настоящем пособии. Например, для привода, состоящего из нескольких последовательно соединенных отдельных понижающих механических передач вращательного движения с постоянными передаточными отношениями ( ), общее передаточное отношение привода определяется по формуле: (7.1.) Полученная зависимость формально заменяется равноценным ей выражением: (7.2.) где , , , … соответственно общее передаточное число рассматриваемого привода и передаточные числа отдельных передач, его составляющих. В таблице П.7.6. для различных передач приводятся рекомендуемые значения передаточных чисел, которые удобно использовать при выполнении кинематического и силового расчета привода и других видов расчета. Общий кпд такого привода ( ) определяется как произведение кпд составляющих привод отдельных передач ( ; см. табл. П.7.6. ): (7.3.) При расчете приводов рабочих машин часто используются следующие зависимости между различными параметрами: потребляемая мощность привода ( мощность на выходе) (Вт), через окружную силу (Н) и окружную скорость ( м/с),колеса, шкива, барабана и т.п. : ; выражение вращающего момента , Н м, через мощность (Вт) и угловую скорость ): , где ; связь между вращающимися моментами на предыдущем и последующем валах при последовательном соединении передач через их передаточное отношение i и кпд : или с учетом изложенного выше . 15 7.2.Пример кинематического и силового расчета привода ленточного конвейера Исходные данные Приведенные ниже данные принимаются на основе технического задания на выполнение курсового проекта (курсовой работы). Техническое задание устанавливает основное назначение, технические характеристики, показатели качества, технико-экономические, а также специальные требования, предъявляемые к разрабатываемому изделию. Спроектировать привод к ленточному конвейеру (рис.7.2.а). Блок (циклограмма) нагружения привода а) б) Рис.7.2. Схема привода ленточного конвейера (а) и блок нагружения привода(б): 1- Электродвигатель; 2- упругая муфта; 3- одноступенчатый редуктор с цилиндрическими зубчатыми колесами; 4- цепная передача; 5- тяговый (приводной) барабан; 6- грузонесущая лента;I - вал электродвигателя; II – быстроходный (ведущий) вал редуктора; III – тихоходный (ведомый) вал редуктора; IV- приводной вал; - для соответствующих ступеней блока нагружения средние значения вращающих моментов, определяемых силами сопротивления на рабочих органах и учитываемых при расчете на усталость; - максимальный из упомянутых моментов (для рассматриваемого примера количество ступеней нагружения i = 4, тогда = , = , = , = ) ; - суммарный срок службы привода, рабочий ресурс привода; – соответствующее вращающим моментам на различных ступенях нагружения сроки службы привода; - относительное время работы на i-ой ступени блока нагружения. Исходные данные для проектирования привода следующие. Натяжение ветвей грузонесущей ленты конвейера: ведущей =5,1кН; ведомой =1,8кН. Скорость движения ленты =1,4 м/с. Диаметр тягового барабана =0,3 м. Ширина ленты b =0,6 м. Режим нагружения задается ступенчатым графиком – блоком нагружения 16 (рис.7.2.б). Срок службы ( рабочий ресурс: без учета простоя привода) =14 тыс.ч. Если конвейер цепной, то вместо диаметра барабана ( ) заданы число зубьев тяговых звездочек конвейера (7…12 зубьев) и шаг тяговой цепи t . В этом случае находят диаметр делительной окружности тяговых звездочек конвейера по формуле ,который используют далее так же, как диаметр барабана. Приведенные исходные данные характеризуют максимальную нагрузку на рабочем органе, соответствующую первой ступени блока нагружения ( ). Кинематический и силовой расчет привода предполагает определение его параметров и характеристик в следующей последовательности. Решение. 1.Выбор электродвигателя Потребляемая мощность привода (мощность на выходе) ленточного конвейера (5,1 1,8) 1,4=4,62 кВт, где - ( кН ) - окружная сила на тяговом барабане ленточного или тяговой звездочке цепного конвейера; (м/с) – скорость движения грузонесущей ленты или грузовой цепи ( окружная скорость барабана, или звездочки). Мощность на приводном валу (валу IV) конвейера где - кпд опор (пары подшипников качения) приводного вала конвейера (табл.П.7.7.). Требуемая расчетная мощность электродвигателя где - общий кпд привода, при последовательном соединении входящих в его кинематическую цепь звеньев; , , - соответственно кпд муфты , закрытой зубчатой передачи и открытой цепной передачи. В случае использования в приводе червячной передачи принимать ее кпд . Частота вращения приводного вала конвейера Требуемая частота вращения ротора электродвигателя 17 где число привода; зубчатой передачи; передачи (табл.П.7.6.). - ориентировочное общее передаточное - ориентировочное передаточное число - ориентировочное передаточное число цепной Во избежание получения больших размеров ведомой звездочки цепной передачи целесообразно принимать в пределах 1,5…3. Ориентировочно его величину можно найти по формуле . Если задание содержит конический редуктор, то передаточное число конической передачи следует брать в пределах . Если редуктор червячный то передаточное число червячной передачи рекомендуется задавать в пределах . Выбор электродвигателя по каталогу При выборе двигателя следует учитывать, что его установленная, т.е. номинальная мощность , должна быть больше или равна требуемой , (допускаемая перегрузка асинхронных электродвигателей до 5…8% при постоянной и до 10…12% при переменной нагрузке), а действительная (асинхронная) частота вращения электродвигателя как можно более близкой к требуемой . Это позволит не выйти из рекомендуемого диапазона передаточных чисел передач, входящих в привод. С учетом изложенного отмечаем, что большой запас мощности электродвигателя приводит к повышению расхода электроэнергии, перегрузка – к перегреву двигателя. Следует иметь в виду, что электродвигатели с синхронными частотами вращения (частотами вращения магнитного поля при отсутствии нагрузки) 1000 и 1500 предпочтительнее, чем с частотами 750 и 3000 . Двигатели с низкими частотами вращения весьма металлоемки,а двигатели с большой частотой имеют низкий рабочий ресурс, поэтому их не следует применять без особой необходимости в приводах общемашиностроительного назначения небольшой мощности. к По табл.П.7.1. выбираем электродвигатели серий 4А с ближайшей большей мощностью (5,5 кВт) и анализируем параметры в табл.7.1. Таблица 7.1.Сравниваемые при выборе электродвигателя параметры Тип 4А100L2 4А112М4 4А132S6 электродвигателя 2880 1445 965 , ,частота вращения ротора 4A132М8 750 Примечание. Обозначение двигателей содержит две или три цифры, после которых приведены буквы, например: 100L, 112M, 132S.Цифрами обозначен размервысота оси вала от опорной поверхности лапок двигателя. Рекомендуют выбирать электродвигатель с малым числом в обозначении ( с меньшей высотой). Масса, размер и стоимость такого электродвигателя меньше. 18 Из сравниваемых выбираем асинхронный электродвигатель типа 4А132S6 с параметрами: . Диаметр вала электродвигателя . (см. табл. П.7.1.). Здесь – номинальная установленная мощность электродвигателя, которую он может отдавать длительное время, не нагреваясь свыше допустимой температуры, и - номинальная частота вращения ротора (равная частоте вращения вала электродвигателя ). 2.Разбивка общего передаточного числа привода по передачам Точное общее передаточное число привода Передаточное число редуктора Принимаем стандартное значение точного передаточного числа зубчатой передачи (см.табл. П.7.6.). Тогда передаточное число одноступенчатого редуктора . Точное передаточное число цепной передачи Если предполагается серийное или крупносерийное производство редукторов или в перспективе возможна модернизация конвейера с использованием серийных редукторов, то полученные значения передаточных чисел зубчатых передач следует округлить до стандартных и уточнить передаточное число цепной передачи. 3.Определение кинематических и силовых параметров привода Кинематические (частоты вращения и угловая скорость) и силовые (мощность и вращающий момент) параметры привода рассчитывают на валах из требуемой (расчетной) мощности электродвигателя и его номинальной частоты вращения ( ) при установившемся режиме. Частоты вращения валов и угловые скорости привода: , т.к. валы I и II соединены через муфту; Мощность на валах привода (расчет по требуемой мощности двигателя): 19 Расчет мощности на валах привода производят по требуемой или установленной мощностях. Первый случай предпочтительней, поскольку позволяет получить меньшие габариты привода. Он применяется при известных технологических нагрузках (нагрузках на конвейер), если в приводе имеется предохранительное устройство, исключающее перегрузку, и если в будущем не предполагается модернизация конвейера с увеличением его производительности. В противном случае расчет ведут по номинальной установленной мощности двигателя ; - установленная мощность; ; ). Вращающиеся моменты на валах привода : Результаты кинематического представлены в табл. 7.2. и силового расчета привода Таблица 7.2.Сводная таблица результатов кинематического и силового расчета привода Валы I II III IV Передачи Муфта Зубчатая передача Цепная передача 0,98 0,97 0,93 кпд 1 5 2,16 965 965 193 89,2 , 101 101 20,2 9,35 5,27 5,16 5 4,66 , 52,15 51,1 247,8 497,8 ,Нм Примечания. 1.Приведенные результаты силового и кинематического расчета привода соответствуют максимальной нагрузке на рабочем органе и содержат необходимые данные для расчетов всех передач, входящих в привод. Например, для зубчатой передачи с цилиндрическими колесами такими данными являются: ; ; ; и ( индекс 1 относится к параметрам шестерни, 2- колеса). 2. При выполнении расчета, в случае необходимости получения дополнительной информации, обратиться к источникам [4,20] списка использованной литературы. При написании раздела использованы справочные материалы упомянутых и дополнительных источников [2,3,6,7,17,18,22]. 20 8. ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ КОЛЕСАМИ 8.1.Общие сведения Зубчатая передача с цилиндрическими колесами (зубчатая цилиндрическая передача) – это механизм, состоящий из колес с зубьями, которые сцепляются между собой и передают вращательное движение между параллельными валами с изменением угловых скоростей и вращающих моментов. Преимущественное распространение получили передачи с прямыми , косыми и шевронными зубьями эвольвентного профиля. Стандарты устанавливают термины, определения, обозначения и методы расчетов геометрических и прочностных параметров для этих передач. Так ведущее (в понижающих передачах меньшего размера) из пары зубчатых колес называют шестерней, а ведомое (большего размера) – колесом. Термин «зубчатое колесо» является общим. В дальнейшем параметрам, характеризующим шестерню (ведущее), приписывают индекс -1, а параметрам, относящимся к колесу (ведомое) -2. Приняты дополнительные индексы, относящиеся : b- к основной окружности; – к окружности впадин и ножек зубьев; - к окружности вершин и головок зубьев; - к начальной окружности. Не имеют дополнительного индекса параметры, относящиеся к делительной окружности. Изложенное относится к поверхностям цилиндров, соответствующих упомянутым окружностям. Важной кинематической характеристикой зубчатой передачи является передаточное число, равное отношению чисел зубьев колеса и шестерни - : , где и соответственно Основным параметром зубчатого зацепления является модуль зубьев , где - шаг по делительному цилиндру. Для косозубых передач рассматривают окружные и нормальные шаги и соответствующие модули. Окружной делительный шаг – это расстояние между одноименными профилями зубьев, измеренное по дуге делительной окружности зубчатого колеса ( ) . Окружной модуль , где - число зубьев. Нормальный шаг - кратчайшее расстояние по делительному цилиндру между одноименными профильными поверхностями двух смежных зубьев, где -угол наклона линии зубьев по делительному цилиндру. Нормальный модуль Модули стандартизованы в диапазоне 0,05…100 мм (ГОСТ 9562-80). 21 Для прямозубых передач окружные и нормальные шаги и модули соответственно совпадают. Для косозубых цилиндрических колес стандартными назначают нормальные модули. Параметры исходного контура цилиндрических зубчатых колес стандартизованы ( угол профиля ). Высота головки зуба , - коэффициент высоты головки зуба; – глубина захода зубьев; радиальный зазор между зубьями ; радиус выкружки у корня зуба . Смещения исходного контура к центру или от центра заготовки обозначают , где - коэффициент смещения ( для смещения от центра, - к центру). Для колес с внешним зацеплением и смещением исходного контура межосевое расстояние - коэффициент воспринимаемого ,где (реализуемого) смещения ( здесь - коэффициент уравнительного смещения, определяемый для прямозубых колес по номограмме [ 15 ], в долях от , для косозубых колес – см. ГОСТ 16532-70); высота зуба , коэффициент радиального зазора; диаметр делительной окружности для колес со смещением и без смещения исходного контура; диаметр вершин зубьев зубьев , ; диаметр впадин ; диаметры начальных окружностей или . Для колес без смещения исходного контура и при (высотная коррекция ), ; ; ; ; . Высотная коррекция применяется при малых числах зубьев шестерни и больших передаточных числах. Геометрические размеры зубчатых колес определяются прочностными расчетами. При передаче вращающего момента под действием сил в зацеплении зубья находятся в сложном напряженном состоянии. Определяющие влияние на их работоспособность оказывают два основных напряжения: контактные напряжения и напряжения изгиба . Для каждого зуба они не являются постоянными: изменяются по времени по прерывистому отнулевому циклу. 22 Циклические (переменные) напряжения являются основной причиной усталостного разрушения зубьев: выкрашивание поверхности от контактных напряжений и поломка зубьев от напряжений изгиба. Меры предупреждающие усталостное выкрашивание следующие: определение размеров из расчета по контактным напряжениям; повышение твердости материала путем термообработки; повышение степени точности и в особенности по норме контакта. Меры предупреждающие поломку зубьев – увеличение модуля, положительное смещение при нарезании зубьев, термообработка, наклеп, уменьшение концентрации нагрузки по краям. Расчет на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических передач стандартизованы ГОСТ 21354-87. Ниже приводятся основы методики прочностного расчета, справочные материалы и пример прочностного расчета зубчатой цилиндрической передачи внешнего зацепления. Коррекция зацепления смещением исходного контура может быть высотной и угловой. Одно из следствий коррекции – изменение нагрузочных возможностей зубьев шестерни и колеса. Высотная коррекция имеет место при . В этом случае шестерня упрочняется по изгибу за счет колеса. Применяется при малых числах зубьев шестерни и больших передаточных числах. Угловая коррекция – это общий случай, при котором . Имеет большие возможности и широкое распространение. Используется при проектировании новой передачи по и при вписывании передачи в заданное межосевое расстояние по и . 8.2.Прочностной расчет зубчатой цилиндрической передачи внешнего зацепления Проектировочный расчет по контактным напряжениям 1.Выбор материала зубчатых колес и их термообработки Материал колес и вид термообработки выбирают в зависимости от требований к габаритам передачи и технологии изготовления. Преимущественно применяют, стали с упрочненной рабочей поверхностью зубьев. При отсутствии жестких требований к размерам и малой мощности используют улучшенные или нормализованные стали. В передачах с улучшенными колесами твѐрдость шестерни следует делать выше твердости колеса из-за большей частоты еѐ нагружения . Это достигается выбором сталей разных марок или различием в термообработке при одной марке стали. 23 Таблица 8. 1. Термическая обработка Марки сталей, пределы выносливости Твердость Поверхности сердцевины , , прочности , МПа Марка сталей и коэффициенты , , МПа , , МПа , МПа Нормализация и улучшение 40, 45, 40Х,40ХН, 40ХФА,40ХН2МА Объемная закалка 40Х,40ХН, 40ХН2МА 40ХФА 40Х, 35ХМ, 580 2500 480 2250 2250 40ХН, 40ХН2МА 580 2500 Закалка ТВЧ по контуру с охватом впадины 40Х, 35ХМ, 580 1800 40ХН, 40ХН2МА 680 2200 Цементация с автоматическим регулированием процесса 18ХГТ, 30ХГТ, 20Х 820 2000 Сквозная закалка при нагреве ТВЧ , 1,10 1,3 0,9 1,1 1,7 1,35 1,0 1,1 1,1 1,55 20ХН, 20ХН2М, 20ХН3А,12ХН3А 950 2800 Цементация Всех марок 800 2000 Нитроцементация 25ХГТ, 30ХГТ, Азотирование 25ХГМ 38Х2Ю, 38Х2МЮА 1,05 1,65 1050 40Х, 40ХФА 24 750 2200 1000 2500 1800 0,75 1,55 1,7 0,8 0,75 1,2 1,1 0,7 1,0 - 1,0 При колесах с поверхностным упрочнением твердость поверхностей зубьев шестерни и колеса делают одинаковой. Применяют также комбинацию шестерни с поверхностным упрочнением зубьев и улучшенным колесом. Выбор марки стали производится по табл.8.1 , где подчеркнутые марки сталей, наиболее применяемые в автотракторостоении. На чертеже колеса (шестерни) в технических требованиях должны указываться пределы допустимого колебания твердости из расчета единиц от расчетной. Пример. Если расчетная твердость , на чертеже ставят твердость . 2.Выбор точности изготовления колес Степень точности колес по плавности и контакту назначают по табл. 8.2 в зависимости от ожидаемой окружной скорости в зацеплении редуктора. (8.1) где - частота вращения шестерни; шестерни. - вращающий момент на валу Таблица 8. 2.Рекомендуемые степени точности Для зубчатых колес Степень точности при скорости V в м/с прямозубых 8 (9) 8 7 6 косозубых и шевронных 8 (9) 8 (9) 8 7 6 Примечание. В скобках указаны допустимые степени точности для малоответственных редукторов. 3. Выбор коэффициента относительной ширины зубчатого венца Коэффициент относительнй ширины зубчатого венца рекомендуют выбирать в пределах, указанных в табл. 8.3. Таблица 8. 3.Коэффициента относительной ширины зубчатого венца При степени точности 5, 6 7 8 1,5…2 1…1,5 0,75…1 при 1…1,5 0,7…1 0,5…0,7 при 9, 10 0,75 0,5 Большие значения для косозубых колес при симметричном расположении относительно опор и постоянной нагрузке, когда обеспечивается более равномерное распределение нагрузки по ширине колес и возможна приработка. Для коробок передач . При 25 консольном расположении хотя бы одного из колес открытых передач . . Для 4. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий Коэффициент - определяют по рис. 8.1 в зависимости от твердости поверхности зубьев, коэффициента относительной ширины зубчатого венца и расположения колес относительно опор валов. При уточненном расчѐте находят по ГОСТ 21354-87 с учѐтом упругой линии вала, зазоров в подшипниках и жестокостей зубьев. Рис.8. 1. Коэффициент . 5. Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости Определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле (8.2) За расчетное допускаемое контактное напряжение принимают соответственно меньшее из двух: для прямозубых передач или ; для косозубых и шевронных передач 26 , или (8.3) Примечание. При проектировочном расчете передач общего назначения принимают . Предел контактной выносливости находят по формулам табл.8.1. При этом расчет ведут по средней твердости или . Для улучшенных колес в указанном в таблице интервале твердости в зависимости от требуемых габаритов для расчета может быть взята любая твердость. Коэффициент запаса прочности: для колес улучшенных и объемнозакаленных ; для колес с поверхностным упрочнением . Значения в скобках - для особо ответственных передач. Коэффициенты долговечности При , (8.4.а) а при (8.4.б) Для колес улучшенных и объемно-закаленных упрочнением . Базовое число циклов определяется по формуле ; с поверхностным (8.5) Суммарные числа циклов нагружения за период службы для шестерни N 1 и колеса N 2 определяются: при переменной частоте вращения (8.5) при постоянной частоте вращения , (8.6.а) (8.6.б) Здесь - число зацеплений одной стороны зуба за один оборот шестерни или колеса; - время работы на скоростном режиме на протяжении суток, в часах; - частота вращения рассматриваемого зубчатого колеса; - число рабочих дней в году; - срок службы передачи, в годах; - время работы на протяжении суток, в часах; - ресурс работы передачи в часах. 27 Примечание. Если для шестерни и колеса передаточное число передачи. , то , где - Коэффициент режима работы При заданной циклограмме нагружения и различной частоте вращения на каждой ступени нагружения коэффициент режима работы находят по формуле (8.7) при (8.7.a) где - частота вращения, время работы и средний вращающий момент на ступени нагружения; - наибольший длительно действующий средний момент, действие которого за срок службы не менее 50000 циклов; - относительное время работы на ступени нагружения; - суммарное время работы. Моменты, действующие за срок службы менее 50000 циклов, при расчете на сопротивление усталости не учитываются. Эквивалентные числа циклов за срок службы (8.8) Примечание. Если для шестерни и колеса , то . Коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости поверхностей зубьев принимают: шероховатость, мкм 1,0 0,95 0,9 Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости – по рис.8.2. Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса – по рис.8.3, в зависимости от диаметра колеса. 6. Определение размеров зубчатой пары Начальный диаметр шестерни по формуле (8.9) где = 770 - для прямозубых и = 675 - для косозубых и шевронных колес; - наибольший момент на колесе, длительность действия которого 28 за срок службы не менее 50000 циклов; назначают согласно табл.8.3.; - по рис.8.1.Определение по ф-лам (8.2) и (8.3). Знак «+» соответствует внешнему зацеплению колес, «–» внутреннему. ZX 1,0 ZV H 1 ,0 4 B 35 0 1 ,1 2 H B> 35 0 0 ,9 1 ,0 8 1 ,0 0 0 ,8 4 6 8 10 12 14 16 18 V , м / c 2 00 Рис.8. 2 Коэффициент По найденному диаметру расчетную ширину колес 4 00 600 800 dW , мм Рис. 8.3 Коэффициент определяют: (8.10) расчетное межосевое расстояние (8.11) которое округляют по табл. 8.4 до стандартного. Ряд 1 следует предпочитать ряду 2. Таблица 8. 4.Стандартные межосевые расстояния в мм Ряд 1 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 Ряд 2 71 90 112 140 180 225 280 355 450 В случае существенного изменения корректируют ширину колеса (8.12) Ширина колеса ; ширина шестерни округлением до целого числа. 7.Определение геометрии зацепления А. Для колес с твердостью поверхности зубьев колеса и твердостью шестерни больше или меньше 350. Задаются модулем (см. табл.8.5) в пределах: 29 мм с Таблица 8.5.Модули m в мм по стандарту ГОСТ 9563-80 Ряд 1 1,5 2 2,5 3 4 5 Ряд 2 1.75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 6 7 8 9 10 11 При большей твердости зубьев шестерни - по верхнему пределу. Для силовых передач следует брать модуль не менее 1,5 мм. Ряд 1 следует предпочитать ряду 2. Задаются ориентировочно углом наклона зубьев β. для косозубых колес редукторов в пределах для косозубых колес коробок передач и для шевронных . Определяют числа зубьев и (8.13) (8.14) Полученные значения округляют их до целых чисел. Примечание. Если число зубьев , то следует выполнить проверку на возможность подрезания зуба по формуле (8.15). (8.15) Здесь - угол зацепления. Б. Для колес с упрочненной поверхностью зубьев Из условий равнопрочности по контактным напряжениям и изгибу определяют наибольшее допустимое произведение (8.16) где - эквивалентное число зубьев шестерни; - коэффициент, учитывающий формулу зубьев и концентрацию напряжений. При этом допускаемое напряжение изгиба устанавливают по формулам (8.50),(8.51). Для прямозубых колес , косозубых и шевронных . По найденному произведению из рис. 8.4 находят возможные и коэффициент смещения . При этом расчет следует вести для нескольких вариантов и с тем, чтобы после окончательного определения модуля по формуле (8.18) угла наклона зуба по формуле (8.20.а) и коэффициента осевого перекрытия по формуле (8.22) выбрать более целесообразный вариант. Примечания:1. Если определенное по формуле (8.16) произведение при данном оказывается больше величин, соответствующих на рис. 8.4 линии , то лимитирующим является контактное напряжение и смещение определяется только условием отсутствия подрезания. 30 2. Следует иметь в виду, что рис. 8.4 дает значение коэффициента смещения при данном из условия равнопрочности по контактным напряжениям и изгибу при диаметре , определенному по контактным напряжениям. Поэтому с увеличением числа зубьев модуль уменьшается и требует большее смещение . Задаются ориентировочно углом наклона зубьев числа зубьев: и . Округляют чисел. Находят эквивалентные числа зубьев и определяют и до целых (8.17) 1 x 16 а 0, 2 1= 0, 1 x 17 x 1= 0 , 0 ,8 0, 7 0, 6 0, 5 4 0, 3 zV 1 =0 и по блокирующему контуру в приложении 3 к ГОСТ 16532-70 проверяют допустимость смешение и находят смещение . При рекомендуется равносмещенная передача, т.е. . 15 14 13 12 40 45 а 50 55 60 65 7 0 ( zV 1 YF S ) Рис.8. 4 Графики для определения Определяют модуль (8.18) и округляют его до стандартного по табл. 8.5. Находят окончательно: передаточное число (8.19) угол наклона зуба : (8.20.а) 31 (8.20б) ( фиксируется до минут или четвертого знака после запятой; шестого знака после запятой); осевой шаг - до (8.21) Определяют коэффициент осевого перекрытия (8.22) который рекомендуется . В крайнем случае не менее . Расчет геометрии по п.7 целесообразно вести в нескольких вариантах. Выбирают тот, у которого ближе к заданному, а . 8.Диаметры зубчатых колес Делительные диаметры (8.23) Диаметры вершин зубьев: колес внешнего зацепления (8.24) где и - коэффициенты смещения шестерни и колеса; - коэффициент уравнительного смещения. Диаметры впадин: колес внешнего зацепления (8.25) Начальные диаметры: (8.26) Межосевое расстояние где ( см. подраздел 8.1.). Примечания:1. диаметры и контрольные размеры колес находят с точностью до сотых долей мм выполняют проверку по формуле для случая отсутствия смещения или при ;2. межосевое расстояние может быть не стандартным. 32 Уточнение коэффициента относительной ширины зубчатого венца ведут по формуле (8.27) Если его величина выходит за рекомендуемые пределы по табл.8. 3, то степень точности колес корректируют. Коэффициент торцового перекрытия передачи без смещения находят по формуле (8.28а) где и - составляющие коэффициента торцового перекрытия шестерни и колеса соответственно по рис. 8.5. Рис. 8.5 График для определения Пример. Дано: пунктир) При по формуле , и . По графику определяем (см. , ,а . коэффициент торцового перекрытия можно определять (8.28б) 33 Примечание. Для передач со смещением коэффициент торцового перекрытия передачи находят по приложению 2 ГОСТ21354-87. Суммарный коэффициент перекрытия находят по формуле (8.29) 9.Размеры для контроля взаимного положения разноименных профилей Постоянная хорда, выраженная в долях модуля (8.30) Постоянная хорда (8.31) Высота до постоянной хорды (8.32) 10. Скорость и силы в зацеплении Рис. 8.6. Распределение сил в зубчатом зацеплении. Окружная скорость (8.33) Окружная сила (см. рис.8.6.) (8.34) Радиальная сила 34 (8.35) Осевая сила (8.36) 11. Проверка заготовок колес на прокаливаемость Окончательный выбор марки стали при колесах с упрочненной поверхностью должен производиться с учѐтом прокаливаемости в зависимости от предела прочности или твердости НВ (HRC) сердцевины по рис. 8.7а, для улучшенных колес- по рис.8.7б. Размеры, определяющие прокаливаемость, устанавливаются по рис.8.8. в 1400 1300 1200 H B H RCЭ 25Х Г Т МПа 1500 400 20Х Н 2М 25Х Г М 1100 1000 12Х Н 3А 18Х Г Т 20Х Н 10 15 и , 20 30 320 35 240 25 20 200 40 50 60 80 S м м сердцевины сталей с поверхностным упрочнением в МПа 1100 1000 900 800 700 10 40 280 30 20Х Н 3А 900 800 700 600 Рис.8.7а 360 30Х Г Т 40Х Н 40Х Н 2М А 40Х 40Х Ф А 40 15 Рис. 8.7б. 45 20 30 , и HB 325 300 275 250 225 200 H RCЭ 35 30 25 20 40 50 60 80 S м м улучшенных сталей 35 b меньшее из двух S da d da K b большее из двух или , Рис.8. 8. Размеры, определяющие прокаливаемость ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ 12.Уточненные контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости Расчет на сопротивление усталости для стальных колес производят по формуле (8.37) где определяется уточненное действительное контактное напряжение , которое сравнивается с уточненным допускаемым напряжением . Передаточное число , ширину колеса и начальный диаметр шестерни берут из расчетов ( см. пункты. 6…8 подраздела 8.2.). Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (8.38.а) (8.38.б) или по рис. 8.9. Здесь - делительный угол профиля в торцевом сечении; - угол зацепления; - основной угол наклона. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий Для прямозубых колес 36 ZH - 0 ,0 2 = ( x 1 + x 2 ) / ( z1 + z2 ) - 0 ,0 1 5 - 0 ,0 1 5 2 ,7 - 0 ,0 0 5 0 ,0 2 ,5 0 ,0 0 5 0 ,0 1 2 ,3 0 ,0 2 0 ,0 3 0 ,0 4 0 ,0 5 0 ,0 6 0 ,0 8 0 ,1 2 ,1 1 ,9 1 ,7 0 5 10 15 20 25 30 35 40 Рис.8. 9 Коэффициент Для косозубых и шевронных колес: (8.40.а) (8.40.б) Примечание. Для прямозубых колес без смещения при . Коэффициент нагрузки (8.41) Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку Если циклограмму нагружения включает внешние динамические нагрузки, то . В противном случае при расчѐтах на сопротивление усталости принимают по табл.8.6. 37 Таблица 8. 6. Коэффициент внешней динамической нагрузки Тип двигателя Тип рабочей машины I II III IV игазовые режимах пусковых 1,00 1,25 1,5 1,75 Гидравлические двигатели, паровые игазовые турбины при больших часто возникающих пусковых моментах. 1,10 1,35 1,60 1,85 Многоцилиндровый двигатель внутреннего сгорания. 1,25 1,50 1,75 2,00 и выше Одноцилиндровый сгорания. 1,50 1,75 2,00 2,25 и выше Электродвигатель; паровые турбины при стабильных эксплуатации и небольших моментах. двигатель внутреннего Тип рабочей машины: I – электрический генератор; равномерно работающие ленточные, пластинчатые конвейеры; легкие подъемники; вентиляторы; мешалки для веществ равномерной плотности; турбокомпрессоры; легкие центрифуги; механизмы с вращающимися деталями. II - неравномерно работающие ленточные, пластинчатые конвейеры; шестеренчатые и ротационные насосы; приводы станков; тяжелые подъемники; центрифуги; механизмы кранов; ; мешалки для веществ с переменной плотностью; поршневые многоцилиндровые насосы; экструдеры; каландры; вращающиеся печи; станы холодной прокатки. III – экструдеры и мешалки для резины и пластмасс; легкие шаровые мельницы; деревообрабатывающие станки; одноцилиндровые поршневые насосы; нереверсивные станы горячей прокатки; подъемные машины. IV – экскаваторы; черпалки; тяжелые шаровые мельницы; резиносмесители; дробилки; кузнечные машины; тяжелые насосы; буровые машины; прессы; реверсивные станы горячей прокатки. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении назначают по табл. 8.7. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий уточняют по рис.8.1 и откорректированному по результатам проектного расчета коэффициенту относительной ширины зубчатого венца . Примечание. При уточненном расчѐте зубчатой пары находят по ГОСТ 21354-87 с учѐтом упругой линии вала, зазоров в подшипниках и жесткостей зубьев. 38 Таблица 8. 7. Коэффициент Степень Твердость зубьев точности колеса Коэффициент при скорости 1 2 4 6 8 10 _ _ _ 1,18 1,25 1,32 1,06 1,09 1,13 1,12 1,16 1,20 1,04 1,06 1,08 1,16 1,24 1,32 1,40 1,07 1,10 1,13 1,16 1,09 1,14 1,19 1,25 1,04 1,06 1,08 1,10 6 _ _ _ 7 8 9 в м/с _ _ _ _ 1,05 1,10 1,20 1,28 1,38 1,48 1,02 1,04 1,08 1,12 1,15 1,19 1,03 1,06 1,12 1,18 1,24 1,30 1,01 1,02 1,05 1,07 1,09 1,12 1,06 1,11 1,22 _ _ _ 1,02 1,04 1,08 1,03 1,06 1,13 _ _ _ 1,01 1,02 1,05 Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых, в знаменателе – для косозубых и шевронных колес. Коэффициент, учитывающий нагрузки по парам зубьев неравномерность распределения (8.42) Здесь - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, находят по рис. 8.10. В приближенных расчетах для точных зубчатых колес, начиная с 5-й степени точности, при твердости колеса и шестерни более принимают . Для степеней точности по формуле 39 (8.43а) При твердости шестерни или колеса меньше или равной формуле по (8.43б) Коэффициент должен быть в пределах: для прямозубых колес ; для косозубых и шевронных . В уточненных расчетах находят по ГОСТ 21354-87. Уточнение допускаемого контактного напряжения. Проводят по п.5 уточняя значения коэффициентов , и . Э5 5 KH w 0 Э4 5 Э5 00 H B3 H 50 RC 0 ,7 Э4 H 0 RC H 0 ,8 RC H RC 0 ,9 B2 50 H B3 0 ,6 H B2 00 H 0 ,5 0 ,4 0 ,3 0 ,2 0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 V , м /с Рис. 8.10 Коэффициент Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки 13.Контактные напряжения при действии максимальной нагрузки Расчет напряжений ведут по формуле (8.44) Здесь - контактное напряжение, определенное по формуле (8.37); и - наибольший, кратковременно действующий момент, и номинальный момент соответственно. 40 Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке находят по формулам, приведенным в табл. 8.1. Для нормализованных и улучшенных сталей значения предела текучести в зависимости от твердости берут по рис. 8.11. 40 МА 45 90 0 2 ХН 40 T, МПа Х Примечание. Если наибольший, кратковременно действующий момент, не известен, то под знак радикала следует поставлять отношение , приведенное в каталоге на использованный в приводе электродвигатель.(см. подраздел 7.2.). 40 7 00 50 0 300 180 22 0 2 60 30 0 340 H B Рис. 8.11 Предел текучести ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПО НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА 14.Расчет на сопротивление усталости при изгибе Проводят по формуле (8.45) для более слабого элемента (шестерни или колеса), для которого отношение меньше. (8.45) Окружную силу при максимальном длительно действующем моменте, ширину колеса и нормальный модуль берут из проектного расчета или по исходным данным. Коэффициент нагрузки (8.46) Если циклограмму нагружения включает внешние динамические нагрузки, то . В противном случае при расчѐтах на сопротивление усталости принимают по табл. 8.6. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении назначают по табл. 8.8. 41 Таблица8. 8. Коэффициент Степень Твердость зубьев точности колеса Коэффициент при скорости 1 2 4 6 8 10 _ _ _ 1,38 1,50 1,64 1,15 1,20 1,26 1,12 1,16 1,20 1,04 1,06 1,08 1,32 1,48 1,64 1,80 1,13 1,19 1,25 1,32 1,09 1,14 1,19 1,25 1,04 1,06 1,08 1,10 6 _ _ _ 7 8 9 в м/с _ _ _ _ 1,10 1,20 1,40 1,58 1,77 1,96 1,04 1,08 1,16 1,23 1,30 1,38 1,03 1,06 1,12 1,18 1,24 1,30 1,01 1,02 1,05 1,07 1,09 1,12 1,11 1,22 1,45 _ _ _ 1,04 1,08 1,17 1,03 1,06 1,13 _ _ _ 1,01 1,02 1,05 Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых, в знаменателе – для косозубых и шевронных колес. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий Коэффициент - определяют по рис. 8.12 в зависимости от твердости поверхностей зубьев, расположения колес относительно опор валов и коэффициента относительной ширины зубчатого венца , формула (8.27), который уточняют по результатам проектировочного расчета. Примечание. При уточненном расчѐте зубчатой пары находят по ГОСТ 2135487 с учѐтом упругой линии вала, зазоров в подшипниках и жесткостей зубьев. Коэффициент, учитывающий нагрузки по парам зубьев 42 неравномерность распределения (8.47) В уточненных расчетах находят по ГОСТ 21354-87. Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, для колес с наружным зацеплением по рис. 8.13 в зависимости от эквивалентного числа зубьев zV (8.17) и коэффициента смещения x . Рис. 8.12 Коэффициент Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба (8.48) Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Для прямозубых передач . Для косозубых и шевронных передач: (8.49а) (8.49б) 43 15.Определение допускаемого напряжения при расчете на сопротивление усталости при изгибе Допускаемые напряжения при расчете на сопротивление усталости при изгибе определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле (8.50) Предел выносливости при изгибе (8.51) YF S 4 ,4 4 ,2 4 ,0 - 0 ,4 x = - 0,6 - 0,2 0 ,0 0 ,2 3 ,8 0 ,4 3,6 3 ,4 3 ,2 0 ,6 0 ,8 1 ,0 12 14 17 20 25 30 Рис. 8.13 Коэффициент x = 1 ,2 40 5 0 60 80 1001 20 Z V для колес с внешним зацеплением Предел выносливости при изгибе , соответствующий базовому числу циклов берут по табл. 8.1. Коэффициент , учитывающий способ получения заготовки: для поковок и штамповок ; проката ; литых заготовок . Коэффициент , учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев: при шлифованной поверхности по табл. 8.1., в противном случае . Коэффициент , учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки по табл. 8.1. При их отсутствии . 44 Коэффициент, учитывающий влияние характера приложения нагрузки: при одностороннем приложении нагрузки ; при двухстороннем , где для сталей твердостью ; при . Коэффициент запаса при изгибе принимают по табл.8. 1. Коэффициент долговечности (8.52) Его максимальные значения: при ; при . При этом показатель степени для колес с однородной структурой материала, включая закаленные при нагреве ТВЧ и со сквозной закалкой, а также зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью, независимо от твердости и термообработки их зубьев . Для зубчатых колес с поверхностным упрочнением и не шлифованной переходной поверхностью . Если , то . Эквивалентное число циклов при изгибе за срок службы (8.53) Здесь коэффициенты режима работы определяют (8.54а) при (8.54б) а суммарные числа циклов нагружения за период службы для шестерни и колеса определяются по формулам (8.6) или (8.6а) и (8.6б) Коэффициент, учитывающий градиент напряжений (8.55) Коэффициент , учитывающий шероховатость переходной поверхности: при шлифовании и зубофрезеровании с шероховатостью не более мкм . Для полированных колес: цементованных, нитроцементованных, азотированных и при закалке ТВЧ по контуру с охватом впадины; улучшенных, нормализованных и при сквозной закалке ТВЧ . Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса 45 (8.56) Расчет на изгибную прочность при действии максимальной нагрузки 16. Напряжения изгиба при действии максимальной нагрузки Расчет напряжений ведут по формуле (8.57) где F -определяют по формуле (8.45), коэффициент по табл.8.6. Коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность по максимальной нагрузкм по табл. 8.9. Таблица 8. 9. Коэффициент Вид рабочих машин и условия их эксплуатации Приводы с асинхронными электродвигателями при пуске 2,5…5 Главные приводы металлорежущих станков с электродвигателями 1,5…4 Лебедки, строгальные и долбежные станки, скребковые транспортеры, фрикционные прессы 1,5…2,5 Грузоподъемные машины: механизмы подъема 1,2…2 механизмы передвижения 1,5…4 Вентиляторы, воздуходувки 1,4…1,8 Электрический транспорт 1,6…2,5 Мельницы, глиномялки, смесители 1,8…2,2 Камнедробилки 2,0…3,5 Кривошипно-ползунные и эксцентриковые механизмы Прокатные станы 1,8…3 2,5…4,5 46 17.Допускаемые напряжения изгиба при максимальной нагрузке (8.58) где - базовое предельное напряжение при изгибе максимальной нагрузкой по табл. 8.1; - коэффициент запаса прочности при вероятности неразрушения 0,99; ( - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки); -коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба: для шлифованных колес сквозной закалки с нагревом ТВЧ ; цементованных нитроцементованных ; при отсутствии шлифования ; - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения: при не шлифованной переходной поверхности зуба ; при шлифованной и отсутствии деформационного упрочнения ; - по формуле (8.56). Проектировочный расчет на сопротивление усталости при изгибе зуба Проводится для открытых передач, а так же закрытых, при весьма ограниченном сроке службы. Нормальный модуль находят из выражения (8.59) и округляют до стандартного по табл.8. 5. Здесь - для прямозубых, - косозубых при , и при и для шевронных передач; - наибольший момент на колесе в Н м, длительность действия которого за срок службы больше или равной 50000 циклов; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, – по рис. 8.12; z1 - число зубьев шестерни – выбирают возможно меньшим, но исключающим подрезание (целесообразно применение колес со смещением); - коэффициент, учитывающий форму зубьев и концентрацию напряжений, берут по рис. 8.13; - коэффициент ширины, выбирают в зависимости от точности изготовления; допускаемое напряжение изгиба для шестерни – устанавливают по формуле (8.50). 47 8.3. Пример расчета зубчатой цилиндрической косозубой передачи Исходные данные . Н м – вращающий момент на валу шестерни; Н м – вращающий момент на валу колеса; мин-1 – частота вращения вала шестерни; мин-1 – частота вращения вала колеса; – передаточное число зубчатой передачи. В скобках обозначения параметров, рассчитанных в подразделе 7.2.(табл.7.1.).Режим нагружения задается блоком нагружения (рис.7.2.б). Примечание. Приняты следующие основные и дополнительные индексы для буквенных обозначений используемых при расчете параметров: F – относящиеся к изгибной прочности; H – относящиеся к контактной прочности; 1 – относящиеся к шестерне; 2 – относящиеся к колесу. Решение. Проектировочный расчет по контактным напряжениям 1. Установление основных данных В соответствии с рекомендациями по табл 8.1 выбираем материал зубчатых колес и вид термообработки: шестерня – сталь 40Х со сквозной закалкой при нагреве ТВЧ до твердости 48…55HRCЭ; колесо – сталь 45, улучшенная до твердости 235…265 НВ с пределом текучести МПа (рис. 8.11). Расчет будем вести по средней твердости: шестерни – 50 HRCЭ, колеса – 250 НВ2. Степень точности по контакту по табл.8.2 Ожидаемая окружная скорость Принимаем восьмую степень точности зубчатых колес редуктора. Принимаем коэффициент ширины в соответствии с. табл. 8.3., т.к. твердость колеса – НВ2<350. Принимаем коэффициент внешней динамической нагрузки , поскольку блок нагружения задан с учетом внешней динамической нагрузки , см. расчет по формуле (8.41). Учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий коэффициент (согласно графика на рис. 8.1. для НВ2<350, для кривой передач №6). 48 2.Коэффициенты режима (согласно заданному блоку нагружения рис.7.2.б) 3.Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости С использованием формулы (8.6.б) суммарные числа циклов нагружения за срок службы: С использованием формулы (8.8) эквивалентные числа циклов нагружения за срок службы: Базовые числа циклов по формуле (8.5). . Коэффициенты долговечности Поскольку ,а , то Если при расчете ,а , то принимается 6-ая степень корня. Пределы контактной выносливости (табл. 8.1): МПа; МПа. 49 Коэффициенты запаса: шестерни , колеса (рис.8.7) . Допускаемые напряжения шестерни и колеса по формуле (8.2): Выше принято для передач общего назначения Расчетное допускаемое напряжение по формуле (8.3): . МПа; МПа. За расчетное напряжение принимаем меньшее, т.е. МПа. 4.Определение основных размеров зубчатой пары Начальный диаметр шестерни по формуле (8.9) Расчетная ширина колеса по формуле (8.10) мм. Межосевое расстояние по (8.11) Принимаем стандартное межосевое расстояние мм. Поскольку расчетное межосевое расстояние отличается от стандартного, уточняем ширину колеса по формуле Принимаем ширину колеса мм. мм, ширину шестерни 5.Определение основных параметров зубчатого зацепления Модуль 50 мм согласно табл.8.5 в указанном диапазоне находятся модули: 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25 и 2,5. Выбираем модули, соответствующие первому предпочтительному ряду: 1,5; 2,0 и 2,5. Расчет ведем для трех вариантов. Ориентировочно принимаем . Результаты расчетов сведем в таблицу 8.10. Таблица 8.10. Основные параметры зубчатого зацепления Параметры, формулы, размерность Модуль зуба m , мм Число зубьев шестерни с округлением до целого числа Число зубьев колеса с округлением до целого числа Фактическое передаточное число Угол наклона зуба (с точностью до секунд или 4-го знака Значение параметров 1,5 2,0 2,5 27 20 16 135 100 5 13,5905 80 5 0 16,2602 5 0 16,26020 после запятой) Осевой шаг , мм Коэффициент осевого перекрытия 20,05 22,44 28,05 1,55 1,38 1,11 Примечание. Если число зубьев (как в нашем случае при ), то следует выполнить проверку на возможность подрезания зуба по формуле (8.15). так как , следовательно при происходит подрезание зуба, и этот вариант не подходит. Передаточные числа во всех расчетных вариантах одинаковы и равны заданному, а , т.е. варианты примерно равнозначны. Выбираем вариант мм, так как в этом случае угол меньше углов для расчетных случаев, соответствующих и , следовательно осевая сила в зацеплении также будет меньше, а коэффициент осевого перекрытия наибольший. Это значит, что передача будет работать плавней. 6.Диаметры зубчатых колес Делительные диаметры колес (8.23) 51 - проверка. Диаметр вершин зубьев (8.24) Здесь коэффициенты смещения шестерни и колеса коэффициент воспринимаемого смещения . Диаметры впадин по формуле (8.25) и – Начальные диаметры совпадают с делительными, так как колеса выполнены без смещения. ; Уточнение коэффициента относительной ширины зубчатого венца по формуле (8.27) 7.Коэффициент торцового перекрытия по формуле (8.28б) 8.Суммарный коэффициент перекрытия по формуле (8.29) по формуле (8.29). 9.Размеры для контроля взаимного положения разноименных профилей Постоянная хорда, выраженная в долях модуля по формуле (8.30) Постоянная хорда по формуле (8.31) . Высота до постоянной хорды по формуле (8.32) 10. Скорость и силы зацеплении Окружная скорость по формуле (8.33) 52 Окружная сила по формуле (8.34) Радиальная сила по формуле (8.35) Осевая сила по формуле (8.36) 11. Размеры, определяющие прокаливаемость Колесо . Кривые прокаливаемости (рис.8.7б) подтверждают возможность получения у выбранного материала колеса необходимой твердости. Проверочный расчет по контактным напряжениям 12. Уточненное контактное напряжение при расчете на сопротивление усталости Уточненное действительное контактное напряжение определяется по формуле (8.37) и сравнивается с допускаемым напряжением. Ниже формулы приведены данные для определения коэффициентов нагрузки, которые необходимы для этого расчета. Условие прочности удовлетворяется. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, . (рис.8.9). Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых колес при по формуле (8.40б) Коэффициент нагрузки по формуле (8.41) Принимаем , так как циклограмма нагружения задана. 53 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении при м/с, твердости одного из колес меньше 350 НВ и 8-й степени точности (табл. 8.7). Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при будет (см. рис.8.1). Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев по формуле (8.42) Здесь по формуле (8.43б), так как твердость колеса меньше 350 НВ (значение коэффициента находится в допустимых пределах ); коэффициент, учитывающий приработку зубьев (по рис.8.10). Подставляем найденные значения в формулу (8.37) и находим . Уточнение допускаемого контактного напряжения осуществляется за счет уточнения коэффициентов (см.подраздел 8.2.). Коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости поверхностей зубьев, при . Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, при м/с (см.рис.8.2). Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, мм (см.рис.8.3). Допускаемые напряжения шестерни и колеса по формуле (8.2) при Расчетное допускаемое напряжение по формуле (8.3) За расчетное принимаем меньшее, т.е. МПа. 13.Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки МПа 54 МПа, где напряжения по табл.8.1; колеса по рис.8.11, при НВ2=250. МПа - допускаемые контактные МПа - предел текучести материала Проверочный расчет на усталость по напряжениям изгиба 14.Расчет на сопротивление усталости при изгибе При расчете следует определить наиболее слабый элемент передачи. поскольку , то проверку ведем для шестерни, как более слабому элементу. Для нее по формуле (8.45), предварительно определив коэффициент нагрузки, допускаемые напряжения выполняем проверочный расчет на усталость по напряжениям изгиба. Условие прочности выполняется. Коэффициент нагрузки по формуле (8.46) Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, принимаем , т. к. циклограмма нагружения задана. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении при м/с , твердости одного из колес меньше 350НВ и 8-й степени точности (табл.8.8). Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при , (по рис.8.12). Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев по формуле (8.47). Коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений, для колес с внешним зацеплением по рис.8.13 при , по формуле (8.17) определяем ; Тогда и . Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба по формуле (8.48) 55 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, определяем по формуле (8.49а), т. к. Допускаемые напряжения при расчете на сопротивление усталости при изгибе для шестерни и колеса по формуле (8.50) Предел выносливости при изгибе по формуле (8.51) Предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов по табл.8.1: МПа для стали 40Х при сквозной закалке ТВЧ; МПа для улучшенной стали 45. Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки. При штампованной заготовке . Коэффициент , учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев: при шлифованной поверхности по табл. 8.1, в противном случае . При шлифованной поверхности , . Табл.8.1. Коэффициент , учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки по табл. 8.1. При их отсутствии . При отсутствии упрочения . Коэффициент, учитывающий влияние характера приложения нагрузки: при одностороннем приложении нагрузки ; при двухстороннем , где для сталей твердостью при При односторонней нагрузке Коэффициент запаса при изгибе по табл.8.1 Коэффициенты долговечности определяются по формуле (8.52). Для рассматриваемого случая , так как колесо и шестерня шлифованные и имеют однородную структуру зубьев. Здесь эквивалентные числа циклов при изгибе по формуле (8.53) Коэффициенты режима работы по формуле (8.54б), т. к. будут 56 Поскольку , а ; то . Использование зависимости (8.52) для определения величины не имеет смысла. Коэффициент, учитывающий градиент напряжений по формуле (8.55) При шлифовании и зубофрезеровании с шероховатостью не более мкм . Коэффициенты, учитывающие размеры зубчатого колеса по формуле (8.56) 15. Расчет на изгибную прочность при максимальной нагрузке Условие прочности выполняется. Коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность по максимальной нагрузки по табл.8.9. Для приводов с асинхронным электродвигателем при пуске Допускаемые напряжения изгиба при максимальной нагрузке по формуле (8.58) где МПа – базовое предельное напряжение по табл.8.1; - коэффициент запаса прочности при вероятности неразрушения 0,99; - коэффициент, учитывающий вид заготовки; коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев ( для шлифованных колес сквозной закалки с нагревом ТВЧ); - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упочнения, при шлифованной переходной поверхности зубьев; учитывающий размеры зубчатого колеса коэффициент по формуле (8.56). Примечание. При выполнении расчета, в случае необходимости получения дополнительной информации, следует обратиться к источникам [1,4,12,15] списка использованной литературы. При написании раздела использованы справочные материалы упомянутых и дополнительных источников [6,18,19,22]. 57 9. ЧЕРВЯЧНЫЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ 9.1.Общие сведения Червячная передача – это механизм для передачи вращения между перекрещивающимися валами посредством винта (червяка) и сопряженного с ним червячного колеса. Червяк представляет собой винт с трапецеидальной или близкой к ней по форме резьбой. Червячное колесозубчатое колесо с зубьями особой формы, которые изготавливаются инструментом, являющимся аналогом червяка( профиль колеса получается автоматически). Червячная передача цилиндрической названа потому, что делительные и начальные поверхности червяка и колеса – круговые цилиндры. В зависимости от геометрии рабочей поверхности червяков различают два их вида: линейчатые и нелинейчатые. Линейчатые винтовые поверхности образуются винтовым движением прямой линии, нелинейчатые – любой заданной кривой. Наибольшее применение получили более технологичные линейчатые червяки трех типов: архимедов, эвольвентный и конволютный. По ГОСТ 18498-73 их условно обозначают: ZA, ZJ, ZN. Архимедовы червяки нашли широкое применение благодаря своей технологичности, но многозаходные червяки этого вида сложны в изготовлении. Червяк и червячное колесо являются основными элементами червячной передачи (параметрам, характеризующим червяк, приписывается индекс – 1, а параметрам – червячное колесо – 2 ). В червячной передаче различают диаметры начальных и делительных цилиндров: , – начальные диаметры червяка и колеса; , – делительные диаметры червяка и колеса. Полюсом зацепления является точка касания начальных цилиндров. В передачах без смещения = , = . Ниже рассматриваются основные геометрические параметры червяка и колеса. Осевой модуль червяка , где - расчетный осевой шаг червяка (измеряется на его делительном цилиндре); ход витка ( шаг винтовой линии) , где - число витков червяка или число заходов. Делительный диаметр червяка связан с модулем коэффициентом диаметра червяка . Значения и В передачах без смещения: для червяка , ; для колеса 58 стандартизованы. , , ; стандартное межосевое расстояние Здесь - число зубьев червячного колеса рекомендуется выбирать в пределах 30…34 для редукторов общего назначения и 24…120 для специальных редукторов и передач. Делительное межосевое расстояние передачи , . Если при стандартных и и выбранном делительное межосевое расстояние окажется не стандартным, то для вписывания в стандартное межосевое расстояние необходимо смещение червяка , где - коэффициент смещения червяка, или . Коэффициент ограничивается по условиям подрезания или заострения зубьев червячного колеса, обычно . В передачах со смещением червяка: для червяка , , , ; для колеса , , . При ведущем червяке, важнейшей характеристикой передачи является передаточное отношение , при этом , где - передаточное число. Большое скольжение в зацеплении требует, чтобы материалы червяка и венца колеса являлись антифрикционной парой. Червяки в основном изготавливают как одно целое с валом из углеродистых и легированных сталей. Реже для червяков применяют чугун или титановые сплавы. Колесо является, как правило, составным из стального или чугунного центра и зубчатого венца. Для венцов колес применяют материалы с хорошими антифрикционными и антизадирными свойствами. К ним относятся бронзы, латуни, чугуны, композиционные металлокерамические материалы, пластмассы, некоторые виды древослоистых пластиков. Эти материалы условно делят на четыре группы: оловянные бронзы, безоловянные бронзы и латуни; чугуны; неметаллические материалы. Работоспособность червячной передачи ограничивается: стойкостью рабочей поверхности зубьев; изгибной усталостью зубьев. Работоспособность редуктора в целом определяется: предельно допустимой температурой масла или корпуса; прочностью и жесткостью червяка. Основными видами разрушений рабочих поверхностей зубьев колес являются: усталостное выкрашивание для оловянных бронз; заедание (намазывание, задиры) для безоловянных высокопрочных бронз, латуней; 59 механическое (абразивное) изнашивание для чугунов; снижение упругих свойств ( размягчение) или оплавление зубьев капронового венца. Проявление усталостного выкрашивания или заедания зависит от характеристик материалов червяка и червячного колеса, уровня контактных напряжений, скорости скольжения, шероховатости контактирующих поверхностей, твердости поверхностей витков и от характеристик смазочного материала. Интенсивность абразивного изнашивания зависит от износостойкости материала зубьев колеса, сорта смазочного материала, скорости скольжения, контактных напряжений и от режима работы (главным образом от числа пусков). Учитывая определяющее влияние контактных напряжений на появление и развитие явлений усталостного выкрашивания, заедания и абразивного изнашивания, расчет по контактным напряжениям для червячных передач принят в качестве основного при выполнении проектировочного расчета. Излом зубьев колеса характерен для передач, работающих при нестационарных режимах с большой частотой включений при значительных перегрузках; усталостный излом при стационарных режимах нагружения в передачах с большим передаточным числом и малом модуле зацепления. Расчет по напряжениям изгиба производится при этом как проверочный. Изгибная прочность зубьев может ограничивать работоспособность зацепления в тихоходных передачах, при ручном приводе и в открытых передачах, где интенсивное абразивное изнашивание приводит к уменьшению размеров опасного сечения зубьев. В этом случае расчет по напряжениям изгиба выполняется как проектировочный. В зубьях при работе возникают контактные и изгибные напряжения. Для закрытой передачи опаснее контактные напряжения . Расчет по контактным напряжениям ведут для зуба колеса, т.к. бронза заведомо слабее стали. Усталостное выкрашивание поверхностей зубьев учитывают косвенно, принимая пониженные допускаемые контактные напряжения, рассчитываемые для оловянных бронз по формуле , - коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания поверхности зуба, - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов , - коэффициент долговечности. Допускаемые контактные напряжения из условий: отсутствия заедания для колес из безоловянных высокопрочных бронз и латуней; снижения механического износа для колес из чугуна определяются по формуле 60 где - исходное допускаемое напряжение; - коэффициент учитывающий влияние скорости скольжения на заедание или износ зубьев. При неизменных размерах и материалах контактную прочность червячной передачи можно повысить: - увеличением твердости и повышением чистоты обработки рабочих поверхностей витков червяка; - применением червяка с вогнутым профилем витков; - выбором более совершенного способа отливки венца колеса (для оловянных бронз); - уменьшением коэффициента диаметра червяка для венцов из безоловянных бронз, латуней и чугунов ( при уменьшении уменьшается скорость скольжения и опасность заедания); - выбором смазочного материала, который способен образовывать на поверхности более прочные смазочные пленки. На изгиб рассчитывают обычно только зубья колеса, имеющие меньшую прочность чем витки червяка, как по геометрическим параметрам, так и по материалам. При сохранении габаритов и материалов рабочих тел передачи изгибную прочность зубьев можно повысить: - увеличением модуля зацепления, с одновременным уменьшением коэффициента диаметра червяка ,если это не приводит к чрезмерному уменьшению прочности и жесткости червяка ( ); - применением положительного смещения инструмента для нарезания зубьев; - повышением точности обработки колес и проведением мероприятий, снижающих интенсивность изнашивания зубьев ( выбор оптимального смазочного материала, герметизация корпуса редуктора и др.) При напряженном тепловом режиме , если следует предпринять меры для отвода избыточного тепла: - оребрение корпуса; - установка вентилятора на валу червяка; - установка масляного радиатора; - установка в масляную ванну змеевика ,по которому пропускают проточную воду. 9.2. Прочностной расчет закрытой червячной цилиндрической передачи Проектировочный расчет передачи на прочность зубьев по контактным напряжениям Целью проектировочного расчета является предварительное определение размеров передачи. 61 1.Исходные данные На основе технического задания на выполнение курсового проекта и результатов кинематического и прочностного расчета привода принимаются следующие данные для расчета червячной передачи: передаточное число ; частота вращения червяка ); вращающий момент на валу колеса ; ресурс передачи ; режим работы и условия нагружения; коэффициент перегрузки . 2. Выбор числа заходов червяка, числа зубьев колеса Число заходов червяка при = 8…16 = 4; при =16…31,5 = 2; при =31,5…80 Число зубьев колеса = 1. (9.1) Полученное округлить до ближайшего целого числа. Число зубьев червячного колеса рекомендуется выбирать в пределах 30…84 для редукторов общего назначения. Уточнить передаточное число (9.2) Если червячный редуктор предназначен для серийного выпуска, то фактические передаточные числа не должны отличаться от номинальных стандартных более чем на 4%. ГОСТом 2144-76 предусмотрены следующие номинальные передаточные числа: 1 ряд 2 ряд 8 9 10 11,2 12,5 14 16 18 20 22,4 25 26 31,5 35,5 40 45 50 56 63 71 80 - 3.Частота вращения колеса (9.3) 4.Ориентировочная скорость скольжения в зацеплении (9.4) , где – максимально длительно действующий вращающий момент на валу колеса, число циклов действия которого за срок службы , в , . 5. Выбор профиля червяка Выбор профиля червяка определяется требуемыми эксплуатационными свойствами и технологическими возможностями предполагаемого производства. 62 Передачи с червяками ZA, ZJ и ZN обладают примерно одинаковыми эксплуатационными свойствами, однако достижение оптимального качества осуществляется при различных технологических возможностях. Архимедовы червяки (ZA) нашли наиболее широкое применение, что объясняется возможностью точного шлифования их рабочих поверхностей. Однако архимедовы передачи с многозаходным червяком отличаются большой сложностью изготовления и по точности уступают передачам с червяками типа ZJ. Эвольвентные червяки (ZJ) позволяют удобно и весьма точно производить шлифование рабочих поверхностей плоской торцевой поверхностью дискового круга, однако применять их можно только при наличии специальных шлифовальных станков. Червячные передачи с конволютными червяками (ZN) уступают по точности архимедовым передачам. Червяки типа ZN применяют при нарезании колес летучими резцами. В настоящем разделе дается расчет архимедовых и эвольвентных червячных передач. 6. Предварительный выбор материалов колеса и червяка Основным фактором, определяющим выбор материала венца колеса, является скорость скольжения в зацеплении. Применение дефицитных высокооловянных бронз может быть оправдано только для ответственных передач со скоростями скольжения Vск > 10 м/с, малооловянные бронзы применяют при 4< Vск < 10 м/с, безоловянные бронзы и латуни используют при Vск < 4 м/с, чугуны – при Vск < 2 м/с. В табл.9.1 приведены основные материалы венцов червячных колес. Червяки силовых передач изготавливают из сталей (табл.9.2.), термически обработанных до высокой твердости. Наилучшую стойкость передач обеспечивают червяки из цементуемых сталей (20Х; 12ХНЗА; 18ХГТ; 15ХФ), имеющие после закалки твердость рабочей поверхности H= 56…63 HRCэ. Выполняют червяки и из среднеуглеродистых сталей (45; 40Х; 40ХН; 35ХГСА) с поверхностной или объемной закалкой до твердости H= 45…50 HRCэ. Рабочие поверхности червяков требуют шлифования и полирования. При отсутствии оборудования для шлифования червяков для их изготовления применяют улучшенные стали. Эти стали применяют при необходимости взаимной приработки колеса и червяка. Кроме того, стали в улучшенном и нормализованном состояниях применяют для червяков вспомогательных тихоходных и малонагруженных передач. 7. Выбор степени точности передачи Для силовых червячных передач стандартом рекомендованы степени точности; от 7-ой до 9-ой. 63 Требуемую степень точности редукторных силовых выбирают в зависимости от скорости скольжения.(Табл. 9.3.) передач Таблица 9.1 Механические характеристики материалов червячных колес Механические свойства ₂ Предел Способ Модуль Коэф. НаименоваТвер₂ использоваотливσb , σт₂, упругоПуассона ние и марка дость H₂ ки сти E₂, ния по vск МПа Мпа ⁵ (НВ) ν МПа п 216…294 137…147 80…100 0,74х10⁵ Бр.010Ф1 0,335 25 к 245…431 196…225 100…200 1,01х10⁵ Бр.ОНФ Бр.06Ц6С3 Бр.05Ц5С6 Бр.Ф9Ж3Л Бр.А10Ж4Н4Л Сч20 Примечание. ц 284 166 100…120 п 147…196 108 60 к 176…216 80…100 60…76 к 176…216 80…100 60…76 п 392…490 196…225 110 к 490…588 196…343 110…140 ц 490…588 196…343 120…140 п к; ц 587 196…225 0,98х10⁵ 0,335 35 0,74х10⁵ 0,335 12 0,74х10 ⁵ 0,335 12 0,35 10 0,35 10 0,25 2 1х10 ⁵ 1,2х10 ⁵ 170 588…755 398…588 170…225 1х10 ⁵ п 353 170…240 1х10 Условные обозначения способа отливки: п – в песчаные формы; к – в кокиль; ц – центробежный. Таблица 9 .2. Механические характеристики материалов червяков Материал 45 12, ХН3А 18ХГТ 20Х 35ХГСА 40Х 40 ХН Состояние и термообработка Н Ц.03.0 Ц.03.0 Ц.03.0 3.0 Н 3.0 Н 3.0 Твердость Н , МПа 170…230 НВ 58…62 HRC 58…62 HRC 56…60 HRC 44…52 HRC 175…220 НВ >46 HRC 180…220HRC >46 HRC 580 850 1000 650 1650 600 1600 630 1600 , МПа 320 400 1300 450 1300 380 1400 , МПа 280 380 480 300 500 280 280 280 630 Примечание: Н – нормализация; З – закалка; ОЗ – объѐмная закалка; О – отпуск; Ц – цементация. Таблица 9.3. Степень точности в зависимости от скорости скольжения м/с Степень точности <1,5 1,5…7,5 7,5…12 9 8 7 64 8. Предварительное определение кпд передачи и мощности на червяке (9.5) где – приведенный коэффициент трения в зацеплении; здесь приведенный угол трения, который равен (9.6) (град), где в ; большее значение в круглых скобках брать для безоловянных бронз, латуней и чугунов. Примечание. Формула (9.6) дает удовлетворительные результаты при Vск < 12 м/с. Мощность на червяке (9.7) 9. Выбор коэффициента диаметра червяка Коэффициент диаметра червяка стандартизован с целью уменьшения номенклатуры червячных фрез для нарезания червячных колес. Для обеспечения необходимой жесткости червяка рекомендуется принимать коэффициент диаметра червяка с округлением до ближайшего стандартного значения (табл.9.4). Таблица 9. 4. Рекомендуемые сочетания модулей при и коэффициентов диаметров червяка = 1; 2; 4 , мм , мм 1,00 16*; 20 5,00 8; 10; 12; 5; 16; 20 1,25 12,5; 16; 20 (6,00) 9**; 10** (1,5) 14**; 16*; 16** 6,30 8; 10; 12,5; 14; 16; 20 1,6 10; 12,5; 16; 20 (7,00) 12** 2,00 8; 12**; 15,5; 16; 20 8,00 8; 10; 12,5; 16; 20 2,50 8; 10; 12**; 15,5; 16; 20 10,00 8; 10; 12,5; 16; 20 (3,00) 10**; 12** (12,00) 10,00**; 10,00*** 3,15 8; 10; 12,5; 16; 20 12,50 8; 10; 12,5; 16; 20 (3,50) 10**; 12*; 12**; 14*; 14** 16,00 8; 10; 12,5; 16 4,00 8; 9**; 10; 12*; 12,5; 16; 20 20,00 8; 10 Примечание. Модули в скобках не являются предпочтительными *Только при 1 ** Допустимые сочетания параметров *** Только при 1и 2 10. Определение коэффициента нагрузки Коэффициент нагрузки (9.8) 65 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта вследствие деформации червяка (9.9) где – коэффициент деформации червяка, определяемый по эмпирической формуле (9.10) ; – средняя относительная нагрузка передачи. (9.11) В формуле (9.11) – максимальный длительно-действующий (расчетный) вращающий момент ; , – соответственно вращающий момент, время работы и частота вращения на i – ой ступени блока нагружения. Если частота вращения валов передачи одинакова на всех ступенях блока нагружения, то (9.12) – продолжительность работы одного блока нагружения. При постоянной нарузке ( когда , =1) =1 . Коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, зависит от скорости скольжения рабочих поверхностей и точности изготовления передачи (9.13) где – номер степени точности (табл.9.3.); в м/с. 11. Допускаемые контактные напряжения Материал колеса – оловянная бронза, для этого случая (9.14) где - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов ; ; - коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания поверхности зуба; - коэффициент долговечности; 66 предел текучести бронзы; при шлифованных и полированных червяках с твердостью ; при шлифованных червяках с твердостью . Коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания поверхности зуба, определяется в зависимости от скорости скольжения: при при ; при Коэффициент долговечности определяют по формуле (9.15) Эквивалентное число циклов нагружений зубьев колеса (9.16) где - коэффициент эквивалентного режима; - суммарное число циклов нагружений зубьев колеса за весь срок службы передачи. Коэффициент эквивалентного режима при (9.17) при (9.18) Обозначения в формулах (9.17) и (9.18) те же, что и в формулах (9.11) и (9.12). Суммарное число циклов нагружения за весь срок службы передачи (9.19) где - частота вращения колеса в часах. ; - ресурс работы передачи в Примечание. Если частоты вращения колеса на каждой ступени блока нагружения различны, то где -частота вращения колеса на i- ой ступени нагружения. Материал колеса – безоловянная бронза или латунь, для этого случая допускаемое контактное напряжение рассчитывают из условия отсутствия заедания 67 (9.20) где – исходное допускаемое напряжение; – коэффициент, учитывающий влияние скольжения на заедание. Для шлифованных и полированных червяков с твердостью больше 45HRC где - в м/с. Для шлифованных червяков с тведостью где - в м/с. Материал колеса – чугун , для этого случая где исходное допускаемое напряжение , а коэффициент, учитывающий влияние скорости скольжения , здесь - в м/с. 12. Определение размеров передачи Межосевое расстояние (9.22) где в Нм ; в МПа ; в мм. Если проектируемая передача предназначена для серийного выпуска, то полученное округляют до ближайшего стандартного по ГОСТ 2144-76 1-й ряд 40,50,63,80,100,125,160,200,250,400,500…..мм. 2-й ряд 140,180,225,280,355,450…..мм. Следует предпочитать 1-й ряд второму. Для нестандартных червячных передач округляют до ближайшего целого числа с окончанием на 0 или 5. Расчетный модуль определяется по формуле (9.23) Полученный модуль округлить до ближайшего стандартного по ГОСТ 19672-74 (табл.9.4) Окончательный выбор коэффициента диаметра червяка и определение коэффициента смещения червяка, заключается в следующем. Коэффициент диаметра червяка выбирается из стандартного ряда близким к значению, определенному формулой (9.24) 68 Сочетание модулей и коэффициента диаметра червяка определяется рекомендациями (табл.9.4.) При окончательном выборе учитывают его влияние на кпд передачи, на жесткость и усталость тела червяка. Меньшие дают больший кпд передачи, но жесткость и усталость червяка при этом ниже. Смещение червяка выполняют с целью вписывания в стандартное межосевое расстояние при выбранных Коэффициент смещения червяка равен (9.25) где - стандартное межосевое расстояние. Из условия неподрезания и незаострения зубьев колеса коэффициент смещения должен быть в пределах – . Если коэффициент смещения не укладывается в указанные пределы, то можно выбрать другой коэффициент диаметра червяка (табл.9.4.) соответствующий взятому модулю, и найти другой коэффициент смещения по формуле (9.25). Если же ни одно из рекомендуемых ГОСТом значений коэффициента диаметра червяка не дает нужного смещения, то можно изменить число зубьев колеса на 1 или 2 зуба. После этого следует уточнить передаточное число передачи по формуле (9.2.) и частоту вращения колеса по формуле (9.3). При наличии возможности выбора коэффициента смещения лучше брать его положительным ( от оси колеса) , так как в этом случае соспротивление усталости зуба колеса при изгибе выше. 13.Расчет геометрических параметров червячной передачи В табл.9.6. приведены вычисляемые параметры червяка и формулы для их расчета. Таблица 9.6. Параметры червяка Наименование 1 Делительный диаметр Начальный диаметр Диаметр вершин витков Диаметр впадин витков Делительный угол подъема Обозна- Размерчение ность 2 3 мм Расчетная формула Червяк ZA 4 мм мм мм град. 69 Червяк ZJ 5 Начальный угол подъема град. Основной угол подъема* (для червяка ZJ) Угол профиля в нормальном сечении на начальном цилиндре* (для червяка ZA) град. ____ град. arctg(tg _____ Примечание. Угол профиля в осевом сечении витка червяка ZA - ; угол профиля в нормальном сечении зуба рейки, сопряженной с червяком ZJ Таблица 9.7. Делительный угол подъема витка значений z1 1 20 16 14 12,5 10 8 Значения γ при q 2⁰51'45`` 3⁰34`35`` 4⁰05`09`` 4⁰34`26`` 5⁰42`26`` 7⁰07`30`` . для наиболее употребительных 2 4 5⁰24`38`` 7⁰07`30`` 8⁰07`48`` 9⁰05`25`` 11⁰18`36`` 14⁰02`10`` 11⁰18`36`` 14⁰02`10`` 15⁰46`43`` 17⁰44`41`` 21⁰48`05`` 26⁰33`54`` Длина нарезанной части червяка , где и коэффициенты, которые выбирают из табл.9.8. по числу заходов червяка и коэффициенту смещения . Таблица 9.8. Выбор =1;2 =4 C1 C2 C1 C2 и -1 10,5 0,06 10,5 0,09 -0.5 8 0,06 9,5 0,09 0 11 0,06 12,5 0,09 +0.5 11 0,1 12,5 0,1 +1 12 0,1 13 0,1 Для шлифуемых червяков во избежание искажения рабочей части поверхностей витков червяка при входе и выходе шлифовального круга увеличивают, примерно на 3 . В табл. 9.9. сведены расчетные зависимости для определения параметров червячного колеса. 70 Таблица 9.9. Параметры колеса Наименование Обозна- Разчение мерность Ширина венца Условный угол обхвата червяка мм Расчетная формула Сопряженный червяк ZA ZJ при =1;2 при =4 град. Делительный диаметр мм Начальный диаметр мм Диаметр вершин зубьев мм Диаметр впадин зубьев мм Наибольший диаметр мм 14. Определение скоростей Окружная скорость на начальном цилиндре червяка (9.26) Окружная скорость на начальной окружности колеса (9.27) Скорость скольжения (9.28) В этих формулах диаметры в мм, частоты вращения в скорости в м/с. , 15.Уточнение кпд передачи, вращающего момента и мощности на червяке Для червячного зацепления при ведущем червяке кпд (9.29) В последнюю формулу следует подставить , определив его по формуле (9.6) для уточненной по формуле (9.28) скорости скольжения. Общий кпд червячного редуктора (9.30) 71 где - кпд, учитывающий потери мощности на разбрызгивание и перемешивание смазочного материала; обычно = 0,97…0,99. Меньшие значения принимают для быстроходных передач с нижним расположением червяка. Используя полученный по формуле (9.30) кпд, уточняют вращающий момент на червяке (9.31) Мощность на червяке (9.32) 16.Определение сил в зацеплении На рис.9.1. показана схема действия сил в червячном зацеплении. Рис. 9.1. Схема распределения сил в червячном зацеплении Окружная сила на колесе (осевая – на червяке) (9.33) Окружная сила на червяке (осевая – на колесе) (9.34) Радиальная сила на червяке и колесе (9.35) где - угол профиля, равный В приведенных формулах КВт ; и в м/с ; в Н. . и 72 в Нм ; и в мм; и в Проверочные расчеты передачи на усталость зубьев при контактных напряжениях и на статическую прочность от пиковой нагрузки 17.Коэффициент, учитывающий механические материалов сопряженной червячной пары Определяется по формуле свойства (9.36) где и и - модули упругости материалов червяка и венца колеса, МПа; - коэффициенты Пуассона; . Примечание. Для стали , ;для материалов венцов колес и в табл.9.1. 18.Коэффициенты, учитывающие сопряженной червячной пары Для червяка ZJ: форму поверхностей (9.37) для червяка ZA (9.38) 19.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий Определяется по формуле (9.39) где – коэффициент торцевого перекрытия; - коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий. Для червячных передач (9.40) . 20.Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата Определяется по формуле 73 (9.41) где в градусах. 21.Уточнение коэффициента нагрузки По формуле (9.10) для окончательного выбранного q найти ; по формуле (9.9) найти для полученного и окончательного ; по формуле (9.13) найти при действительной скорости скольжения, вычисленной по формуле (9.28); по формуле (9.8) найти уточненный коэффициент нагрузки . 22. Уточнение допускаемого контактного напряжения В зависимости от выбранного материала венца колеса по формулам (9.14); (9.20) или (9.21) определить окончательное допускаемое контактное напряжение, предварительно уточнив коэффициент ( по скорости скольжения, вычисленной по формуле (9.28). 23.Действительные контактные напряжения Определяют по формуле (9.42а) где в ; в Нм ; и в мм; в МПа . Сравнив и и учтя фактическую скорость скольжения в зацеплении , сделать окончательный выбор материала венца колеса, установить твердость поверхности и вид окончательной обработки витков червяка. 24.Проверка зубьев колеса на прочность при контактных напряжениях от пиковой нагрузки Проверка производится при действии неучтенных пиковых нагрузок по формуле (9.42б) где и – соответственно наибольший неучтенный пиковый и максимальный расчетный моменты; - контактное напряжение при по формуле (9.42а); - предельное допустимое контактное напряжение (табл.9.10). 74 Таблица 9.10 Материал колеса Оловянные бронзы Безоловянные бронзы и латуни Чугуны Проверочные расчеты передачи на усталость зубьев при изгибе и на статическую прочность от пиковой нагрузки 25.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий . Определяется по формуле (9.43) и - см.п.19. 26.Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата Определяется по формуле (9.44) где в градусах (табл.9.9). 27.Коэффициент, учитывающий наклон зуба колеса Определяется по формуле (9.45) где в градусах (табл.9.7). 28.Коэффициент формы зуба Выбирается по графику (рис.9.2.) В зависимости от коэффициента смещения зубьев 75 и приведенного числа Рис.9.2. Графики зависимостей 29.Коэффициент нагрузки Берется на основании расчетов в п.10. 30.Определение допускаемых напряжений изгиба Условный базовый предел изгибной выносливости зубьев колеса. Для бронз и латуней при нереверсивной нагрузке для тех же материалов при реверсивной нагрузке Условный базовый предел изгибной выносливости зубьев колеса для бронз и латуней при нереверсивной нагрузке . Для чугунов при нереверсивной нагрузке а при реверсивной . Коэффициент безопасности: для бронз и латуней чугунов Коэффициент долговечности для (9.46) 76 где – база испытаний ; - эквивалентное число циклов нагружений зубьев колеса при изгибе. Полученный по формуле (9.46) коэффициент не должен выходить за пределы . Эквивалентное число циклов (9.47) суммарное число циклов определяется по формуле (9.19). Коэффициент эквивалентного режима ( при (9.48) ( при (9.49) Обозначения в формулах (9.48) и (9.49) те же, что и в формулах (9.17) и (9.18). Допускаемое напряжение изгиба (9.50) где – коэффициент безопасности (см.п.30). 31. Действительные напряжения изгиба (9.51) где в Н; в мм; в МПа. Если в результате расчета окажется , то сопротивление усталости зуба при изгибе можно повысить увеличением модуля передачи или выбором более прочного материала колеса. В первом случае требуется перерасчет геометрии передачи. 32. Проверка зубьев колеса на статическую прочность по напряжениям изгиба от пиковой нагрузки Напряжения изгиба в зубьях колес при действии неучтенных пиковых нагрузок должны удовлетворять условию 77 (9.52) где и – соответственно наибольший неучтенный пиковый и максимальный расчетный моменты, - напряжения изгиба при по формуле (9.51) , - см. в табл.9.10. Тепловой расчет и охлаждение червячных передач 35.Тепловой расчет при непрерывной работе передачи При установившемся тепловом режиме температура масла не должна превышать допускаемую [t] = 80…900 при нижнем расположении червяка и [t] = 60…700 – при верхнем. Условие нормального теплового режима (9.53) где – мощность на червяке в кВт ; – кпд передачи; – максимальная температура окружающей среды в градусах Цельсия ( обычно принимают ; – коэффициент теплопередачи в ; - свободная поверхность охлаждения корпуса передачи, в которую включается 50% поверхности ребер, в ; - коэффициент, учитывающий теплоотвод в фундаментальную плиту или раму машины и доходящий до 0,3 при прилегании корпуса передачи по большой поверхности ( в расчетах можно брать Коэффициент теплопередачи при охлаждении за счет естественной циркуляции воздуха берется равным ; большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха. Свободная площадь охлаждения корпуса передачи без учета поверхности ребер может быть определена по приближенной формуле (9.54) , , где - межосевое расстояние редуктора в м. Если , то должен быть предусмотрен отвод избыточного тепла. Это достигается: 1) оребрением корпуса; 2) оребрением корпуса с обдувом его вентилятором; 3) проточной водой, пропускаемой по змеевику, помещенному в масляную ванну. Оребрение корпуса редуктора позволяет увеличить охлаждаемую поверхность на 30…40% и является одним из действенных путей усиления 78 теплоотвода. Искусственный обдув осуществляется вентилятором, который устанавливают на валу червяка. В этом случае обдуваемые ребра размещают вдоль потока воздуха. При охлаждении редуктора вентилятором условие нормального теплового режима (9.55) где - коэффициент теплопередачи определяемый по формуле с обдуваемой , здесь в поверхности, . - площадь поверхности корпуса редуктора, обдуваемая вентилятором. Без учета площади ребер площадь при диаметре крыльчатки вентилятором приближенно равна , , где - межосевое расстояние редуктора в м. 9.3. Пример расчета червячной передачи Исходные данные. Н·м – момент на валу червячного колеса; мин-1 – частота вращения вала червяка; мин-1 – частота вращения вала колеса; – передаточное число червячной передачи; тыс. ч. – ресурс редуктора; Режим нагружения задается блоком нагружения (рис.9.3) Расположение червяка – нижнее. Рис.9.3.Блок нагружения Решение. 1.Коэффициенты режима работы Определяются соответственно по формулам (9.12) и (9.18) 79 2. Установление основных данных Число витков червяка при u = 20 принимаем Число зубьев червячного колеса (9.1) . Уточненное передаточное число (9.2) Частота вращения вала червячного колеса (9.3) Ориентировочная скорость скольжения в зацеплении (9.4) 3. Выбор профиля червяка и материала червячной пары. Основным фактором, определяющим выбор материала венца колеса, является скорость скольжения в зацеплении. Применение дефицитных высокооловянных бронз может быть оправдано только для ответственных передач со скоростями скольжения > 10 м/с, малооловянные бронзы применяют при 4< < 10 м/с, безоловянные бронзы и латуни используют при < 4 м/с, чугуны – при < 2 м/с (табл.9.1). Принимаем архимедов червяк ZA из стали 20 с цементацией и закалкой до твердости 56 .. 63 HRC, витки шлифованные и полированные. Учитывая, что < 4 м/с, принимаем в качестве материала червячного колеса безоловянную бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в кокиль) с характеристиками: E2 = (0.88...1.14)·105 МПа; ν2 = 0.35; σТ2 = 196...343 МПа; σB2 = 490...588 МПа (табл.9.2). Степень точности передачи при = 2.48 м/с – nТ = 8 (табл.9.3). Ориентировочный кпд передачи (9.5) где зацеплении; – приведенный коэффициент трения в – приведенный угол трения (9.6). Мощность на валу червяка (9.7) 80 Коэффициент диаметра червяка Коэффициент нагрузки (9.8) где – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта вследствие деформации червяка (9.9); – коэффициент деформации червяка (9.10), – средняя относительная нагрузка (9.12); - по табл.9.3. Учитывающий динамическую нагрузку, коэффициент (9.13) 4. Допускаемые контактные напряжения где – исходное допускаемое напряжение материала червячного колеса при шлифованных и полированных червяках с твердостью HRC ≥ 45; – коэффициент, учитывающий влияние скольжения на заедание. 5. Определение основных размеров Межосевое расстояние (9.22) По ГОСТ 2144-76 принимаем Расчетный модуль (9.23) С учетом ГОСТ 2144-76 по (табл.9.4)принимаем Коэффициент смещения 81 – Коэффициент смещения рекомендуется принимать в пределах . Геометрические параметры передачи Червяк ZA (см.табл.9.6). Делительный диаметр – Диаметр вершин витков – Диаметр впадин витков – Начальный диаметр – Делительный угол подъема витка – Начальный угол подъема витка – . . . Угол профиля витка в нормальном сечении червяка на начальном цилиндре – . Длина нарезанной части червяка где , (табл. 9.8). С учетом выхода шлифовального круга принимаем Червячное колесо (см.табл.9.9). Ширина зубчатого венца при Условный угол обхвата – Начальный и делительный диаметры Диаметр вершин зубьев Диаметр впадин зубьев Наибольший диаметр 82 6. Окружные скорости На червяке (9.26) На колесе (9.27) 7. Скорость скольжения 8. Уточнение кпд передачи, крутящего момента и мощности на червяке Для червячного зацепления кпд определяется по формуле (9.29) Здесь уточненный приведенный угол трения . Общий кпд червячного редуктора (9.30) – где – кпд, учитывающий потери на разбрызгивание масла и перемешивание масла. Крутящий момент на валу червяка (9.31) Мощность на валу червяка (9.32) 9. Силы в зацеплении Окружная сила на колесе (осевая на червяке ,см.рис.9.1). Окружная сила на червяке (осевая на колесе) 83 Радиальная сила 10. Проверочный расчет по контактным напряжениям Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженной червячной пары (9.36) Коэффициент, учитывающий форму поверхностей сопряженной червячной пары (9.38) Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (9.39) где – коэффициент торцевого перекрытия; – коэффициент изменения суммарной длины контактных линий. Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата (9.41) Уточнение коэффициента нагрузки по формуле (9.8) 84 Здесь – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта вследствие деформации червяка; – коэффициент деформации червяка; – средняя относительная нагрузка; – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку. Уточнение допускаемого контактного напряжения по формуле 9.20 , где – уточненный коэффициент, учитывающий влияние скольжения на заедание. Действительные контактные напряжения (9.42) Проверка на статическую прочность по контактным напряжениям где – предельно допустимое контактное напряжение.(табл.9.10). Условия прочности по двум последним формулам выполняются. Материал колеса оставляем принятым ранее. 11. Проверочный расчет зубьев колеса на прочность при изгибе Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (9.43) Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата (9.44) 85 Коэффициент, учитывающий наклон зуба колеса (9.45) Коэффициент формы зуба (см.рис.9.2). При x 0 и коэффициент формы зуба Условный базовый предел изгибной выносливости зубьев колеса для бронз и латуней при нереверсивной нагрузке Эквивалентное число циклов Коэффициент долговечности (9.46) где – база испытаний. Полученный коэффициент не должен выходить за пределы Допускаемое напряжение изгиба (9.50) где по формуле (9.46) – коэффициент безопасности . Напряжения изгиба в зубьях (9.51) Проверочный расчет зубьев на статическую прочность при изгибе (9.52) 86 где напряжение изгиба.(см.табл.9.10) – предельно допустимое Условие прочности по формулам (9.51) и (9.52) выполняются. Материал колеса оставляем прежним. 12. Тепловой расчет при непрерывной работе передачи. При установившемся тепловом режиме температура масла не должна превышать допускаемую [t] = 80…900 при нижнем расположении червяка и [t] = 60…700 – при верхнем. Условие нормального теплового режима (9.53) где , – температура окружающей среды; – коэффициент теплопередачи; – свободная охлаждения корпуса редуктора (с учетом оребрения увеличена на 35% ); поверхность м2, площадь - коэффициент, учитывающий теплоотвод в фундаментальную плиту или раму машины. Тепловой режим удовлетворительный. Примечание. При оформлении раздела использованы информационные источники [2,4,13]. 87 10. ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ 10.1. Общие сведения Цепные передачи применяются для передачи вращательного движения между параллельными валами при помощи гибкой связи. Цепная передача состоит из ведущей и ведомой звездочек и замкнутой цепи (рис.10.1.) Используются для передачи мощности до 100 кВт, имеют достаточно высокий к.п.д.: =0,92…0,95. Скорость цепи около 1 м/c (до 15 м/c). Рекомендуемое передаточное число для цепной передачи от 1,5 до 2,5 (иногда до 7, известны передачи со значительно бóльшими передаточными числами). Расположение линии, соединяющей центры звѐздочек может быть горизонтальным или наклонным: до (рис.10.1). Близкое к вертикальному расположению звездочек возможно только с устройством для натяжения цепи, так как при провисании цепи возможно ее соскальзывание с нижней звездочки. Рис.10.1.Цепная передача По назначению цепи подразделяют на две группы: приводные и тяговые. В качестве приводных применяют роликовые, втулочные и зубчатые цепи. Основной геометрической характеристикой цепей является шаг - , основная силовая характеристика — разрывное усилие, указывается в маркировке цепей в кН. Роликовые и втулочные цепи выпускаются в соответствии с ГОСТ 13568-97. Основные размеры и характеристики роликовых цепей представлены на рис.10.2 и в табл.10.1 и 10.2. Основные размеры роликовых цепей а) Рис.10.2. б) Цепь роликовая: а) однорядная и б) двухрядная 88 Таблица 10.1 Цепи роликовые однорядные (размеры в мм) по ГОСТ 13568-97 Обозначение d1 h Разрушающая (диаметр расстояние диаметр нагрузка, шаг ролика) между валика кН внутренними пластинами ПР-15,875-23 ПР-19,05-31,8 ПР-25,4-60 ПР-31,75-89 ПР-38,1 -127 ПР-44,45-172,4 ПР-50,8 - 227 15,875 19,05 25,4 31,75 38,1 44,45 50,8 9,65 12,70 15,88 19,05 25,40 25,40 31,75 5,08 5,94 7,92 9,53 11,10 12,70 14,27 10,16 11,91 15,88 19,05 22,23 25,40 28,58 Таблица 10.2 Цепи роликовые двухрядные (размеры Обозначение t - шаг, мм А, мм (см.рис.10.4) 2ПР - 15,875 - 45,4 2ПР - 19,05 – 64 2ПР - 25,4 – 114 2ПР - 31,75 – 177 2ПР - 38,1 – 254 2ПР - 44,45 – 344 2ПР - 50,8 - 453,6 15,875 19,05 25,4 31,75 38,1 44,45 50,8 16,59 22,78 29,29 35,76 45,44 48,87 58,55 14,8 18,2 24,2 30,2 36,2 42.4 48,3 23 31,8 60 89 127 172,4 227 Масса 1м цепи, кг 1,0 1,9 2,6 3,8 5,5 7,5 9,7 см. в таблице 10.10) Разрушающая Масса 1м цепи, нагрузка, кН кг 45,5 64 114 177 254 344 453,6 1,9 3,5 5,0 7,3 11,0 14,4 19,1 Пример условного обозначения цепи приводной роликовой однорядной с шагом 19,05 мм и разрушающей нагрузкой 31,8 кН: «Цепь ПР-19,05-31,8 ГОСТ 13568—97». Цепь, устанавливаемая на звездочках, должна быть отрегулирована на натяжение, одним из следующих способов: - перемещение опор ведущей звездочки (наиболее распространено) с помощью перемещения редуктора или приводного вала на пазах в основании винтового натяжного устройства; - удаление двух звеньев (обязательно четное число т.к. цепь имеет замок) применяется при сильном вытягивании нерегулируемой цепи; - натяжная дополнительная подпружиненная звездочка; - дополнительная плавающая звездочка (применяется редко). 10.2. Пример расчета цепной передачи. Решение Исходные данные. Цепь роликовая, расположена между редуктором и приводным валом привода цепного пластинчатого транспортера. Межосевое расстояние 89 конструктивно не ограничено. Работа в одну смену. Расположение передачи под углом к горизонту менее . Крутящий момент на выходном валу редуктора частота вращения вала редуктора частота вращения приводного вала . Нагрузочный режим – переменный, задан блоком нагружения (рис.10.3) . Рис.10.3. Блок нагружения. 1.Определение передаточного числа и чисел зубьев звездочек В приводе цепная передача используется в качестве цепного редуктора, поэтому ее передаточное отношение ( i ) и передаточное число ( ) одинаковы по величине и определяются по формуле Величину i рекомендуется выбирать в интервале от 1,5 до 2,5. Число зубьев звездочек. Числа зубьев ведущей (малой) звездочки определяют по формуле Для увеличения срока службы цепи и уменьшения динамических нагрузок целесообразно принимать большее число зубьев. При курсовом проектировании, для уменьшения размеров предохранительной муфты, принимаем число зубьев ведущей звездочки . С учетом изложенного определяем Число зубьев звездочек должно быть целым, поэтому принимаем . Число зубьев ведомой звездочки . Во избежание циклической избирательной прирабатываемости и достижения равномерного износа звездочек и цепи, числа зубьев звездочек рекомендуется назначать из ряда простых чисел или нечетными, т.к. число шарниров цепи – четное число. Число зубьев ведомой звездочки . Так как рекомендуется разноименное (пара четное-нечетное) число зубьев, то принимаем по рекомендуемому ряду Фактическое передаточное число передачи: 90 2. Определяем требуемый шаг цепи: Корректирующий коэффициент Корректирующий коэффициент учитывает режим работы, смазку, условия и сменность работы, расположение к горизонту, способы натяжения и т.д. Рекомендуется изменить условия работы на более легкие, если полученный корректирующий коэффициент . Коэффициент динамический нагрузки для привода цепного транспортера (табл. 10.3.) Таблица 10.3. Коэффициент динамический нагрузки Тип привода Металлорежущие станки, насосы Ленточные транспортеры Цепные транспортеры Прессы, вибраторы 1,25 1,3…1,4 1,5…1,6 1,7…1,9 Коэффициент, учитывающий конструктивные особенности передачи Регулировка межосевого расстояния не предусматривается , Межосевое расстояние принимаем оптимальным , Принимаем расположение передачи под углом меньше , Смазка консистентная, регулярная Таблица 10.4. Коэффициенты Регулировка межосевого расстояния: Коэффициент, учитывающий относительную величину межосевого расстояния Коэффициент, учитывающий наклон к горизонту Коэффициент, учитывающий условия смазки При односменной работе (табл.10.4). (табл. 10.4). (табл.10.4.). (табл.10.4) Осуществляется перестановкой опор Не предусматривается маленькое оптимальное большое До Свыше (не рекомендуется ) Эпизодическая, консистентная Внутришарнирная В масляной ванне 1,0 1,25 1,25 1,0 0,9 1,0 1,25 1,5 1,0 0,8 (табл. 10.5.) Таблица 10.5.Коэффициент, учитывающий число смен работы в сутки Число смен работы передачи 1 1,0 91 2 3 1,25 1,45 Коэффициент режима работы по заданному блоку нагружения Коэффициент влияния числа зубьев малой звездочки . Получаем: Имея ввиду, что 2-х и 3-х рядные цепи тяжелее в 1.5….2 раза, их стоимость в 4…5 раз выше соответственно, предварительно назначаем однорядную цепь, для которой число рядов и коэффициент рядности . Таблица10.6. Коэффициент, учитывающий число рядов цепи 1 Число рядов цепи 1 2 1,6 3 2,3 Принимаем цепь роликовую однорядную ПР-31,75 – 89 ГОСТ 13568-75 с параметрами (табл.10.1): шаг диаметр валика диаметр ролика расстояние между внутренними звеньями цепи разрушающая нагрузка мм; мм ; мм; мм; Н. Проверка условия .Наибольший допустимый шаг цепи ограничивается частотой вращения звездочки (табл.10.7). Для выполняемого расчета мм, , т.е. условие выполняется. Таблица 10.7 .Максимальная частота вращения звездочки 800 600 ,мин-1 25,4 31,75 Шаг: 400 38,1 300 50,8 Окончательно размеры цепи и шарниров приводят в соответствие с расчетом по ГОСТ 13568-97 по табл. 10.1. 3. Проверка давления в шарнире цепи МПа 92 МПа. При мин-1 для любого шага допускаемое давление (табл.10.8) [ ]=35 МПа. Полученное значение находится в пределах допустимых значений. Если превышение значительное, предпочтительнее увеличить шаг цепи. Применение двухрядной или трехрядной цепи нецелесообразно в связи с незначительным уменьшением габаритов передачи при значительно большей стоимости (многорядные цепи дороже в 4…5 раз, чем однорядная цепь). Таблица 10.8.Допускаемое давление в шарнирах цепи. Шаг , мм Допускаемое удельное давление [ ], МПа в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки, мин-1 50 200 400 600 800 1000 12,7…15,875 35 31 28 26 24 22 19,05…25,4 35 30 26 23 21 19 31,75…38,1 35 29 24 21 18 16 44,45…50,8 35 26 21 17,5 15 - 4.Предварительное определение межосевого расстояния мм. 5.Число звеньев цепи Принимаем число звеньев цепи Длина цепи в метрах (обязательно - четное число). 6.Расчетное межосевое расстояние мм. Скорость цепи 7.Стрела предварительного провисания цепи Здесь длина ветви цепи принята 93 8. Монтажное межосевое расстояние 9.Геометрические расчеты Диаметр делительных окружностей звездочек Диаметр окружностей выступов звездочек Наибольшая хорда (контрольный размер) малой звездочки при профиле зубьев без смещения дуг . Здесь – радиус впадин. Профилирование зубьев звездочки (рис.10.4). 10. Число ударов звеньев в единицу времени Таблица 10.9 Число ударов звеньев цепи Шаг цепи t, мм 15,875 19,05 25,4 1000 900 800 , мин-1 45 35 30 Для определения 31,75 630 25 38,1 500 20 44,45 400 15 50,8 300 12 см. табл.10.9. 11.Окружная сила на ведущей звездочке 12. Нагрузка на валы передачи Эта нагрузка достаточно большая, еѐ необходимо учитывать при расчетах вала и подборе подшипников качения. 94 Приближенно профилирование зубьев звездочек осуществляется с использованием рис.10.2 и 10.4. на основе параметров, рассчитанных по формулам табл.10.10. Рис. 10.4. Звездочки для передач: а) однорядных; б) двухрядных; Таблица 10.10 Размеры звездочек для однорядных и многорядных приводных цепей. Параметр Расчетная формула Радиус закругления зуба (наименьший) Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг (закруглений) Диаметр обода (наибольший) Радиус закругления Ширина зуба звездочки при шаге t <35 мм при шаге t >35 мм однорядной двухрядной и трехрядной многорядной Ширина венца многорядной звездочки На монтажном чертеже в курсовом проекте необходимо перечислить следующие технические требования к монтажу цепной передачи. 1. Радиальное биение звездочек на валах не более 0,3/100 мм. 2. Неплоскостность звездочек 0,1/100 мм. 3. Допуск на межосевое расстояние указывается на чертеже(рекомендуется для =700 мм ∆ a =± 0,45; a =1000 мм ∆ a =± 0,55; a =1500 мм ∆ a =± 0,65. 4. Допускаемая величина стрелы провисания Примечание. При оформлении раздела использованы информационные источники [4,6,15,21]. 95 11. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ 11.1. Общие сведения В данном разделе рассматривается клиноременная передача. Клиноременная передача включает в себя комплект шкивов и охватывающий их один или несколько клиновых ремней.(рис.11.1.) клиновой ремень Рис.11.1. Клиноременная передача Клиновой ремень – композитное тело в виде кольца в свободном состоянии, которое состоит из несущего слоя, представляющего собой ряд кордшнуров из химических волокон (при длине ремня до 8 метров), матрицы из резины и оберточной ткани, свулканизированных в одно целое. Помимо стандартных выпускаются клиновые ремни без оберточной ткани и гофрами на внутренней стороне. Таблица 11.1.Сравнение ремней по классам Наработка Nц, млн.циклов, Удлинение ремней при Класс ремня на стенде с передачей заданной наработке, %, не мощности более 0 0,7 2,5 I 1,5 2,5 II 2,0 2,0 III 2,5 1,5 IV 3,0 1,5 Nц - наработка ремня, млн.циклов; Nч – наработка ремня, в часах; v – скорость ремня в м/мин; Lw – расчетная длина ремня в м. (час) Стандартные клиновые ремни могут иметь форму большего основания либо плоской, либо выпуклой, меньшего основания – либо плоской, либо вогнутой. В зависимости от применяемых материалов и технологии 96 изготовления ремни выпускаются пяти классов: 0, I, II, III, IV. Сравнение их приведено в табл.11.1. Основные геометрические характеристики клиновых ремней нормальных сечений приведены на рис.11.2 и в таблице 11.2. Рис. 11.2. Размеры поперечного сечения ремня: Таблица 11.2.Основные геометрические характеристики клиновых ремней нормальных сечений Обозначения Z A B C (код) Параметр вw (мм) h (мм) вo (мм) (мм) Площадь сечения А ( мм2) Масса 1м ремня q кг/м Диапазон длин ремней L (мм) Базовая длина ремня Lo (мм) МиниКласс мальный ремня Диаметр 0, I, II шкива dw (мм) III, IV 8,5 6 10 2,1 47 11 8 13 2,8 81 14 10,5 17 4,0 138 19 13,5 22 4,8 230 0,06 0,1 0,18 0,3 400…..2500 560…...4000 800……6300 1800……10600 1320 1700 2240 3750 63 90 125 200 50 75 125 200 Примечание: за расчетную длину Lw принимают длину ремня на уровне нейтрального слоя. Ряд длин ремня L в мм по стандарту: 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 200, 2800, 3150, 3550, 4000, 4500, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000. За расчетный диаметр шкива принимают диаметр на уровне нейтрального слоя ремня. Пример условного обозначения ремня сечения С с расчетной длиной 2500 мм, IV класса, эксплуатируемый в районах с умеренным климатом: Ремень С–2500 IV ГОСТ 1284.1 -89. 97 Профиль канавок шкивов представлен на рис.11. 3,а и их размеры в табл. 11.3. Рис.11.3. Профили канавок шкивов Таблица 11. 3.Размеры профиля канавок шкивов Обозначения ремня вw (м) min (мм) h (мм) l (мм) f (мм) dw для угла r номи пред. номи нал откл нал пред. откл. (мм) o Z 8,5 2,5 7,0 12,0 ±0,3 8,0 ±1,0 0,5 A 11,0 3,3 8,7 15,0 ±0,3 10,0 1,0 B 14,0 4,2 10,8 19,0 ±0,4 12,3 C 19,0 5,7 14,3 14,3 ±0,5 17,0 +2,0 -1,0 +2,0 -1,0 +2,0 -1,0 1,0 1,5 34 36o 38o 40o 6370 90112 125160 200 80100 125160 180225 225315 112160 180400 250500 355630 ≥180 Примечание: допускается применение шкивов по ГОСТ 20889-88 и нестандартных промежуточных размеров по ряду R40, минимальные расчетные диаметры шкивов в передачах должны соответствовать требованиям ГОСТ 20889-88. При использовании в проектируемой передаче стандартных шкивов следует округлять расчетные диаметры до ближайших по ГОСТ Р50641-94 ( табл.11.4). Таблица11. 4.Стандартные диаметры шкивов бозначение ремня Стандартные диаметры шкивов в мм Z 50, 56, 63, 71, 75, 80, 90, 100, 112, 125, 132, 140, 150, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400. 500 A 75, 80, 90, 95, 100, 106, 112, 125, 132, 140, 150, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500 B 125, 135, 140, 150. 160, 170, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630 C 200, 215, 224, 236, 250, 265, 280, 300, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 750, 800 Требования к шкивам: биение конусной рабочей поверхности шкива на каждые 100 мм диаметра, замеренное перпендикулярно к образующей конуса на большем диаметре не должно превышать: 98 ≥450 ≥560 ≥710 0,20 мм – при частоте вращения шкива до 500 мин-1; 0,15 мм – при частоте вращения шкива 500 ….1000 мин-1; 0,10 мм – при частоте вращения шкива свыше 1000 мин-1; шкивы, работающие с ремнями, имеющими скорость v до 30 м/с, подвергаются статической балансировке, свыше – динамической. Допускаемый дисбаланс при: v= 5 …10 м/с – 6 (г/см); v= 15 …20 м/с – 2 (г/см); v= 10 …15 м/с – 3 (г/см); v= свыше 20 м/с –1 (г/см), при установке в передаче натяжных (оттяжных) шкивов их следует располагать на ведомой ветви, ближе к ведущему шкиву; оттяжные шкивы располагаются внутри контура передачи и должны иметь диаметр не менее минимально допустимого натяжные – вне контура и их диаметр должен быть не менее, чем в 1,35 раза выше минимально допустимого (натяжные шкивы – плоские); валы шкивов передачи должны быть параллельными: допуск параллельности осей шкивов – 1 мм на 100 мм длины; допуск соосности канавок шкивов – 2 мм на 1 м межосевого расстояния с увеличением не более чем на 0,2 мм на каждые 100 мм межосевого расстояния свыше 1 м. Материал шкивов зависит от периферической скорости vmax на наружном диаметре шкива. При vmax < 30 м/с – допускается применение чугуна С418, С415, С418 (литье); vmax < 45 м/с – сталей (сталь 15 и др.) стального литья ( сталь 25Л); vmax < 60 м/с – стальных поковок (сталь 30), сварных или сборных; vmax < 80 м/с – литых легких сплавов (АЛ-3; МЛ – 5); vmax < 30 м/с – поковок из легированных хромистых сталей или дюралюминиевого литья. Схемы разновидностей передач показаны на рис.11.4 и 11.5. Рис.11.4. Передачи с автоматическим натяжением ремня .I группа. 99 Рис.11.5. Передачи с фиксированным межцентровым расстоянием а после создания натяжения ремня . II группа. Геометрия идеального контура двухшкивной передачи, в которой ремень отождествлен с гибкой нитью, показана на рис.11.6 Рис.11.6.Геометрия контура передачи. Минимальный угол охвата меньшего шкива случаях допускается не менее 90о). При ≥ 110о ≥ 120о (в отдельных Передаточное число Межосевое расстояние а определяется конструктивными особенностями привода. Рекомендуют но . 100 Расчетную длину ремня Lw при округляют до стандартных значений L (примечание к табл.11.2). Номинальное межосевое расстояние Для компенсации отклонений длин ремня от номинала, удлинения ремня в процессе эксплуатации, а также для свободной установки новых ремней, в передаче должна быть предусмотрена регулировка межосевого расстояния (рис.11.6) его увеличение - ∆1 ≥ S1Lw и уменьшение ∆2 ≥ S2Lw+2вw. Значения S1и S2 приведены в табл. 11.5. Таблица11. 5.Коэффициенты S1 и S2 в зависимости от класса ремня Класс ремня S1 (ГОСТ 1284.2) I, II 0,025 III, IV 0,020 S2 0,009 0,009 Геометрия контура передачи с натяжным шкивом (роликом) показана на рис.11.7 Рис.11.7. Контур передачи с натяжным шкивом Предварительно расчет ведут для условной двухшкивной передачи без натяжного ролика с ремнем длиной Lw* по формулам (11.1.,11.4.,11.5). Далее добавляют дополнительную длину ремня Lw** для возможности размещения натяжного ролика диаметром dp, т.е. Lw= Lw*+ Lw**. Lw округляется до стандартного значения L (примечание к табл.11.2). Для упрощенных расчетов используют показатель 101 в среднем =0,3 ….1,0. Погружение натяжного ролика где (рис.11.7) определится в виде: - угол охвата ремнем натяжного ролика Расстояние , будет Дополнительная длина ремня Приращение угла охвата ремнем меньшего шкива этом составит: а сила давления на ось ролика (рис.11.7) при - В зависимости от цели применения натяжного ролика – увеличения угла охвата ремнем меньшего шкива или обеспечения натяжения ведомой ветви – задаются величиной и ϻ с дальнейшим расчетом по приведенным формулам. Следует учесть, что диаметр натяжного ролика должен превышать диаметр меньшего рабочего шкива не менее чем в 1,35 раза. При невыполнении этого условия коэффициент Ср (табл.11.6) увеличивается на 0,1. Кинематические и силовые соотношения Угловая скорость шкива 102 Скорость ремня Передаточное число Передаточное отношение Скольжение при i ≥1 Рекомендуемая величина Окружная сила =0,02….0,03. Натяжение ремня от действия центробежных сил где q- погонная масса ремня. Сумма натяжений ветвей при передаче полезной нагрузки где - коэффициент относительного повышения начального натяжения: в передачах типа I a =1; в передачах типа II Предварительный выбор сечения ремня производят по рис.11.8. Рис.11.8. Диаграмма по выбору сечения ремня На рис.11.8 область применения расположена выше обозначенных линий. Ремни сечения Z применяют при Рw ≤ 2КВт. При выборе вариантов 103 предпочтение отдают более мелким. Расчеты передачи по мощности для двухшкивной передачи проводят по шкиву меньшего диаметра, частоте его вращения n1. Для других типов передач расчет проводят для ведущего шкива. Расчетная мощность где- Рном – номинальная мощность, передаваемая приводом. За номинальную принимают нагрузку, вероятность распределения которой на стационарных режимах не превышает 80%; Ср – коэффициент динамичности нагрузки и режима работы ( табл.11.6). Таблица 11. 6 Режим работы; Характер нагрузки К1-коэф. режима нагрузки легкий 2,5 Тип машины Ср при числе смен работы ремней (сервис--фактор) 1 Спокойная. Максимальная кратковременная перегрузка до 120% от номинальной 2 Ленточные транспортеры; станки с непрерывным процессом резания: токарные, сверлильные, шлифовальные; вентиляторы; 1,0 1,1 электрические генераторы, центробежные насосы и компрессоры. средний Умеренные колебания Цепные транспортеры, элеваторы; 1,0 нагрузки. Максимальная станки фрезерные, зубофрезерные и кратковременная револьверные, станки скоростного перегрузка до 150% от шлифования, станки-автоматы; 1,0 1,2 номинальной поршневые насосы и компрессоры с тремя и более цилиндрами, вентиляторы и воздуходувки. тяжелый Значительные колебания Реверсивные приводы; станки 0,5 нагрузки. Максимальная строгальные и долбежные; кратковременная транспортеры винтовые и нагрузка до 200% от скребковые; элеваторы; винтовые и 1,2 1,3 номинальной эксцентриковые прессы с относительно тяжелыми маховиками; поршневые насосы с одним или двумя цилиндрами очень Ударная и резко Подъѐмники, экскаваторы; драги; тяжелый неравномерная нагрузка. эксцентриковые и винтовые прессы 0,25 Максимальная с относительно легкими кратковременная маховиками; ножницы, молоты , 1.3 1,5 нагрузка до 300% от бегуны, мельницы шаровые, номинальной жерновые, вальцовые, дробилки Примечание: значения Ср приведены для приводов с электродвигателями переменного и постоянного тока. 104 3 1,4 1,5 1,6 1,7 Рис.11.9. Номинальные мощности допускаемые базовой эталонной передачей ремнем сечения Z(0) при =1320 мм Рис.11.10. Номинальные мощности допускаемые базовой эталонной передачей ремнем сечения А при =1700 мм 105 Рис.11.11. Номинальные мощности допускаемые базовой эталонной передачей ремнем сечения В при =2240 мм Рис.11.12. Номинальные мощности допускаемые базовой эталонной передачей ремнем сечения С при =3750 мм 106 Таблица 11.7.Зависимость Cα от , град 90 100 110 120 130 Cα 0,69 0,74 0,78 0,82 0,86 140 150 160 170 180 190 200 210 220 0,89 0,92 0,95 0,98 1,00 1,02 1,04 1,06 1,08 Таблица 11.8. Код ремня 400 450 500 560 630 710 800 900 1000 1120 1250 1400 1600 1800 2000 2240 2500 2800 3150 3550 4000 4500 Z 0,49 0,53 0,58 0,63 0,68 0,73 0,78 0,84 0,88 0,93 0,98 1,03 1,08 1,13 1,18 1,23 1,27 Таблица 11.9.Коэффициент Cu u 1 1,1 Cu 1 1,04 A 0,71 0,74 0,77 0,80 0,83 0,86 0,89 0,92 0,95 0,98 1,02 1,04 1,07 1,10 1,13 1,16 1,20 1,23 1,2 1,07 1,4 1,1 Таблица 11.10. Число ремней в передаче 2 3 4 5-6 Св.6 B C 0,80 0,82 0,85 0,87 0,90 0,93 0,95 0,98 1,00 1,02 1,05 1,07 1,10 1,13 1,15 0,85 0,87 0,90 0,92 0,94 0,97 0,99 1,01 1,04 1,8 1,12 2,5 1,14 0,8-0,85 0,77-0,82 0,76-0,80 0,75-0,79 0,75 107 ≥3 1,15 Таблица 11.11. Код ремня для класса: I, II Z 5 A 5 B 10 C 15 Для справки. При стандартном измерении натяжения (11.11): Таблица 11.12 Класс ремня в час. I 2000 II 2500 угол III, IV 10 10 20 30 составит согласно III 2700 IV 3700 Примечание: ресурс ремней класса 0 составляет 47% от ресурса ремней класса I. Таблица11.13 .Гарантийный ресурс нагрузка класс 0 легкая и средняя тяжелая и очень тяжелая 250 125 I II III IV 500 250 550 300 600 400 700 500 11.2. Пример расчета клиноременной передачи Проектирование передачи включает одновременный расчет по тяговой способности и ресурсу. В первом случае обеспечивается отсутствие буксования ремня на шкивах, во втором – сопротивление усталости. Исходные данные для расчета передач с клиновыми ремнями нормальных сечений. По результатам общего расчета привода и задания на курсовой проект устанавливают: 1) место установки передачи, еѐ тип и необходимый ресурс Lh в часах; 2) передаваемую номинальную мощность , частоты вращения шкивов ; , передаточное отношение i ; 3) режим работы и динамичность нагрузки (коэффициент Ср – таблица 11.6). Рассчитать клиноремѐнную передачу I-ой группы (передача с автоматическим натяжением ремня), работающую при нагрузке с 108 умеренными колебаниями в зоне с умеренным климатом. Мощность, частота вращения ведущего шкива и передаточное число, соответственно P1=7,5 кВт, n1=1455мин-1, =3,1. Решение. По рис.11.8 выбирают сечение ремня; с учетом табл.11.1 назначают класс качества. По табл.11.2 для выбранного ремня фиксируют основные геометрические характеристики: вw ; h; A; L0, а также погонную массу q и минимальный диаметр шкива . 1.Выбор ремня В зависимости от частоты вращения n1=1455мин-1 и мощности P1=7,5 кВт, предварительно выбираем ремень сечения В (рис.11.8). Класс ремня III (табл.11.1). По табл.11.2 для него имеем данные: =14мм; h=10,5 мм; А=138 2 мм ; Lo =2240 мм; q=0,18 кг/м; =125 мм. При умеренных колебаниях нагрузки и принятом числе смен работы 2, по табл.11.6 имеем: коэффициент режима нагрузки =1,0 ; коэффициент динамичности = 1,2. В случае, если в исходных данных нет ограничений по габаритам передачи, то с целью повышения ресурса ремня рационально диаметр меньшего шкива увеличивать по сравнению с минимально допустимым значением, руководствуясь стандартом (табл.11.4). При этом необходимое число ремней сокращают. По формуле (11.2) определяют и согласно (11.3) диапазон межосевых расстояний а. С учетом задания и кинематической схемы привода судят о приемлемости после чего выбирают одно конкретное значение аw. По формуле (11.4) рассчитывают длину ремня , которую округляют до стандартной (примечание к табл.11.2), что потребует уточнения а по формуле (11.5). 2. Геометрические параметры передачи Диаметр ведомого шкива мм. Применим стандартный шкив. Тогда согласно табл. 11.4 округляем полученный диаметр: мм. Уточняем передаточное число по формуле (11.1) Отклонение от исходного передаточного отношения составляет 3%, т.е. не превышает допустимых 4%. 109 3. Межосевое расстояние по формуле (11.3) рекомендуется, также 4.Расчетная длина ремня по формуле (11.4) Из таблицы 11.2 принимаем стандартную длину ремня L = 1800 мм. 5.Уточняем межосевое расстояние по формуле (11.5) Найденное межосевое расстояние удовлетворяет рекомендациям . Рассчитывают по формуле (11.14) скорость ремня , а по формуле (11.13) – угловая скорость малого шкива. По рис.11.9-11.12 устанавливают номинальную мощность допускаемую базовую эталонную передачу с одним ремнем, в которой ; Ср=1,0 (тип передачи – рис.11.4а). В этой передаче при 110 обеспечивается полуторократный запас сцепления наступления полного буксования ремня. Значения отечественным и международному (МС ИСО 5292) устанавливаются по зависимости: где до согласно стандартам константы, задаваемые производителем ремней; 6.Угол обхвата ремнем малого шкива по формуле (11.1) Это также удовлетворяет требованию по минимальному углу обхвата αmin = 120º. 7.Скорость ремня по формуле (11.14) 8.Угловая скорость шкива по формуле (11.13) 9. По графикам рис.11.9-11.12 определяем скорости в зависимости от , типа ремня В класс III и диаметра См. рис.11.11 , т.е.номинальная мощность на один ремень. 10.Для проектируемой передачи корректируем допускаемую одним ремнем мощность поправочными коэффициентами, а именно: из-за изменения угла охвата ремнем меньшего шкива αw1 коэффициентом Cα (табл.11.7); из-за изменения длины ремня L по сравнению с базовой длиной L0 коэффициентом (табл.11.8). 111 где =0,89 зависит от , при , таблица 11.7, по таблице 11.9, 11.Определяем необходимое число ремней Z по формуле: Предварительно принимая - коэффициент, ожидаемое число ремней в комплекте Z =4. (табл.11.10). учитывающий Окончательно принимаем Z=5. Устанавливают силу необходимого предварительного натяжения одного ремня - . Для передач группы Ia (рис.11.4) Для передач группы II (рис.11.5) где - коэффициент, учитывающий совместную жесткость ремня и деталей передачи. 12.Устанавливаем одного ремня - . необходимое предварительное натяжение Для передач группы I a (рис.11.4)по формуле: 13.Сила давления на валы передачи Здесь - коэффициент относительного повышения начального натяжения: в передачах типа I a =1; в передачах типа II по формуле (11.21) Силу предварительного натяжения ветви под действием силы (рис.11.13) 112 контролируют по прогибу Значения где рассчитывают по формуле - добавка к силе натяжения (табл.11.11). Рис.11.13.Схема контроля силы предварительного натяжения ремня Таблица 11.11. Код ремня для класса: I, II Z 5 A 5 B 10 C 15 Для справки. При стандартном измерении натяжения (11.11): угол III, IV 10 10 20 30 составит согласно Сила давления на валы передачи коэффициент относительного повышения начального натяжения в передачах типа I a (рис.11.4) =1; 14.Предварительная сила натяжения контролируется по прогибу ветви под действием силы (рис.11.13) Значения рассчитываем по формуле: 113 Здесь - добавка к силе натяжения (табл.11.11), код ремня В класс III. Устанавливают ориентировочный средний ресурс ремня в эксплуатации при климатических условиях центральной зоны по формуле где - коэффициент режима нагрузки (табл.6). Значения в табл.11.12. приведены 15.Устанавливаем ориентировочный средний ресурс ремня в эксплуатации при климатических условиях центральной зоны: где - коэффициент режима нагрузки (табл.11.6) значения приведены в табл.11.12. Примечание: ресурс ремней класса 0 составляет 47% от ресурса ремней класса I. Гарантийный ресурс приведен в табл.11.13. 16.Ширина шкива для сечения В и пяти ремней составит Принимаем =100 мм. Примечание. При оформлении раздела использованы информационные источники [7,8]. 114 12. РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ ОДНОСТУПЕНЧАТЫХ РЕДУКТОРОВ НА СТАДИИ ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ Рассмотренные выше кинематический и силовой расчет привода, расчеты закрытых передач относят к расчетной части эскизного проекта (ГОСТ 2.119-73), где определяются межосевые расстояния, размеры зубчатых колес и червяков. В результате становится возможным приступить к выполнению графической части проекта, в которой устанавливаются: расположение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступеней входного (быстроходного) и выходного (тихоходного) валов, типы подшипников и схемы их установки. После чего выполняются проверочные расчеты валов и делается заключение о пригодности стандартных подшипников качения. 12.1. Особенности конструирования отдельных деталей и узлов одноступенчатых редукторов Конструирование валов Расчет вала совмещают с его конструированием и проводят в несколько этапов: приближенное определения исходного диаметра вала; конструирование вала; уточненный расчет вала. На этапе приближенного определения исходного диаметра вала известен лишь крутящий момент, численно равный передаваемому на вал вращающему моменту, определенному при силовом и кинетическом расчете привода. Учитывая это, при выполнении прочностных расчетов, условное обозначение крутящего момента принимаем совпадающим с обозначением вращающего момента – T. Рассматриваемый этап расчета вала выполняют для определения диаметров его выходного конца, посадочных поверхностей под ступицу колеса и подшипники. При этом диаметр d выходного конца вала рассчитывают из условия прочности на кручение где T - крутящий момент, ; - допускаемое напряжение при кручении, = 10…20 МПа. При этом меньшее значение - для быстроходных валов, более – для тихоходных. Полученный по формуле диаметр относят к наименьшему сечению вала на участке, передающем вращающий момент: для быстроходных и тихоходных валов это место посадки на консолях полумуфт, шкивов, звездочек. 115 Если рассматриваемый выходной конец вала соединяется с валом электродвигателя муфтой, то полученное значение корректируют по условию: где - диаметр вала электродвигателя. Выходные концы валов могут быть цилиндрическими и коническими. Стандарт устанавливает размеры концов валов (см. табл.П.12.1 и П.12.2). Конические концы валов применят преимущественно для сменных деталей и конструкций, подлежащих частой разборке. По выбранному стандартному значению (табл.П.12.3) назначают остальные посадочные диаметры вала. Затем определяют расстояния между деталями, подшипниками и проводят конструирование быстроходного и тихоходного валов. Для облегчения монтажа подшипников, колес, шкивов, звездочек и других деталей, а также по причине технологических соображений (разные шероховатость, точность и вид механической обработки) применяют ступенчатую конструкцию вала. Диаметры вала под подшипники и под зубчатое колесо (или шестерню) определяют по формулам, приведенным на рис.12.1 и 12.2. Размеры , даны в табл.П.12.4. Диаметры выбирают из стандартного ряда внутренних диаметров подшипников качения ,при этом учитывается тип подшипников в зависимости от типа передач, а диаметры – из стандартного ряда нормальных размеров (см. табл.П.12.3). Точный размер фаски подшипника качения принимают из ГОСТа на подшипники, приближенный размер фаски – в зависимости от диаметра по табл.П.12.4 Зубчатые колеса с соотношением выполняют вместе с валом, получая конструкцию в виде вала – шестерни (в одноступенчатом редукторе - это относится только к быстроходному валу). Вал-шестерня может выполняться по одному из вариантов, рассмотренных в работе [4]. Червяки обычно выполняют стальными и заодно целое с валом (получая конструкцию в виде вала-червяка), при этом желательно, чтобы диаметр вала перед нарезной частью удовлетворял свободному выходу инструмента при нарезании червяка. Расстояние между подшипниками на валах червячного редуктора определяется согласно рекомендациям, изложенным ниже; окончательное расстояние устанавливают при конструировании редуктора. 116 Рис. 12.1. Быстроходный вал (вал-шестерня) Рис. 12.2. Тихоходный вал 117 Величину зазора a между вращающейся деталью и внутренней поверхностью стенки редуктора определяют по зависимости: , в мм, где в мм – наибольшее расстояние, измеренное в диаметральном направлении между наружными поверхностями цилиндрических зубчатых колес или червячного колеса и червяка для одноступенчатого редуктора с цилиндрическими зубчатыми колесами; – для редуктора с червячной передачей. При известной длине ступицы колеса, если она выступает по обе стороны колеса и ее длина больше ширины шестерни , принимают если то При проектировании тихоходного вала необходимо определиться с типом соединения вал-ступица для передачи вращающего момента. Если в качестве такого будет принято шпоночное соединение, то величину необходимо определить согласно рекомендациям (табл.12.1 и 12.2) и согласовать с длиной шпонки l из условия мм. Если для передачи вращающего момента между валом и ступицей колеса будет выбрано соединение с натягом, то , где l длина соединения в натягом, задаваемая при расчете соединения ([4], с.88). Конструирование цилиндрических зубчатых колес Цилиндрические зубчатые колеса простейшей формы (рис.12.1) выполняются малых диаметров ( мм) и используются в единичном и мелкосерийном производстве. При небольших диаметрах колес их изготавливают из прутка, а при больших- заготовки получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. На торцевых поверхностях таких колес выполняются выточки, с целью уменьшения точной обработки резанием. При мм эти выточки, как правило , не делают. Колеса выполняют плоской формы или с выступающей в одну сторону ступицей. В одноступенчатых редукторах допускаются конструкции колес, ступицы которых выступают в обе стороны. При серийном производстве заготовки колес получают из прутка свободной ковкой, а также ковкой в штампах. При годовом объеме выпуска более 50 шт экономически выгодна ковка в простейших односторонних подкладных штампах. При больших диаметрах ( ), колеса выполняются ковкой или штамповкой; в табл.12.1 приведены рекомендуемые размеры их основных конструктивных элементов. Штампованные конструкции отличаются от кованых наличием уклонов под углом , необходимых для свободного удаления колесазаготовки из штампа. Диск между ободом и ступицей колеса размещают по середине зубчатого венца, чтобы уменьшить влияние деформаций от коробления в процессе термообработки колеса. 118 а) б) Рис.12.3. Цилиндрические зубчатые кованные колеса при а) – плоское; б) – с выступающей ступицей а) : б) Рис.12.4. Цилиндрические зубчатые колеса при а) – штампованные; б) - кованные 119 : Таблица.12.1.Размеры конструктивных элементов цилиндрических зубчатых колес с внешним зацеплением. № Размеры конструктивного элемента Обозначение Расчетные значения 1 Толщина обода 2 Толщина диска 3 Диаметр ступицы 4 Длина ступицы 5 Угол штамповочного уклона 6 Радиус закругления Не менее 5 мм 7 Диаметр отверстия мм 8 Диаметр окружности расположения центров отверстий Размеры фаски модуля - на зубчатом венце принимают в зависимости от Конструирование червяков и червячных колес На рис.12.5 приведены возможные конструкции червяков. Червяки обычно выполняют в виде цельных конструкций, причем диаметр впадин витков червяка должен быть больше диаметра расположенной рядом шейки , что необходимо для выхода инструмента при нарезании червяка (рис.12.5.а). Если выше указанное условие выполнить затруднительно, предусматривают проточки для выхода инструмента с диаметром (рис.12.5.б). Однако это приводит к уменьшению прочности и жѐсткости вала. С целью упрощения снятия заусенцев на заходных частях нарезной части червяка выполняют фаски под углом . На рис.12.6. приведены конструкции червячных колес. В малогабаритных редукторах с межосевым расстоянием мм применяют бронзовые или латунные цельные сплошные конструкции. При мм червячные колеса изготавливают в виде составных конструкций, соединяя бронзовый зубчатый венец с чугунным или стальным центром колеса запрессовкой, заформовкой и резьбовыми деталями. При единичном и мелкосерийном производстве (годовой объѐм выпуска ) и небольших размерах колес ( мм) зубчатые венцы соединяют с центром посадкой с натягом ( рис. 12.6.а). При постоянном направлении вращения колеса на наружной поверхности центра предусматривают буртик, на который направляют осевую силу. 120 Рис.12.5. Конструкции червяков: а) без применяют проточек; б) с проточкой диаметром . а) б) в) Рис.12.6. Конструкции составных червячных колес, образованных соединением зубчатого венца с центром: а ) посадкой с натягом; б) болтами, поставленными без зазора; в) заформовкой ( наплавленный венец). 121 Для предохранения от осевого смещения, возможного вследствие уменьшения натяга из-за разного линейного расширения материалов, венец дополнительно закрепляют винтами. После сборки выступающие головки винтов срезают. Необходимое число винтов ( ) определяют из условия прочности на смятие бронзы при заданном крутящем моменте на колесе : где - допускаемое напряжение смятия для бронзы. При размерах колес мм крепление венца к центру осуществляют болтами, установленными без зазора (рис.12.6.б). При серийном производстве (годовой объѐм выпуска шт.) экономически выгоднее применять наплавленный венец (рис.12.6,в). Подробно о червячных колесах с наплавленным венцом в источнике [4]. В табл. 12.2 приведены размеры конструктивных элементов колес. Используемая для определения некоторых из них величина m (модуля) определена в подразделе 9.2. Таблица12.2. Размеры конструктивных элементов червячных колес № Размеры конструктивного элемента Обозначение Расчетные значения 1 Диаметр ступицы 2 Длина ступицы 3 Толщина диска 4 Толщина обода венца 5 Толщина буртика 6 Высота буртика 7 Толщина обода центра 8 Диаметр 9 Фаска В процессе эскизного проектирования червячного колеса необходимо определиться с типом соединения вал-ступица, в зависимости от чего уточнить величину .. Выбор типа и размеров подшипников качения При проектировании машин подшипники качения не конструируют, а подбирают из числа стандартных. Прежде, чем приступить к подбору подшипников, необходимо определить его тип в зависимости от вида передач и конструктивных особенностях их составных элементов. В табл. 12.3 приведены рекомендации по выбору подшипников качения в качестве опор валов отдельных передач. 122 Таблица 12.3. Использование подшипников качения в зависимости от типа передач № Тип передачи Тип подшипников качения 1 Шариковые радиальные (ГОСТ 8338-75) Прямозубая и косозубая цилиндрическая 2 Роликовые конические (ГОСТ 833-79) Косозубая Шариковые радиально-упорные (ГОСТ цилиндрическая 831-75)* 3 Червячная: Роликовые конические 1. ведомый вал Роликовые конические 2. ведущий вал Шариковые радиально-упорные при частоте вращения вала более 1500 мин-1 При выборе типа подшипника в первую очередь принимают во внимание значение и направление нагрузки на опоре, размеры посадочных мест вала и корпуса, жесткость подшипника, способ смазывания, удобство сборки и разборки и, наконец, его стоимость. Прежде всего целесообразно рассмотреть возможность применения радиальных однорядных подшипников, как наиболее простых по конструкции и дешевых. При действии на опору радиальной и значительной осевой сил ) выбирают радиально упорные шариковые и роликовые конические подшипники (см.табл.П.12.5). Широкое применение конических подшипников объясняется наличием съемного наружного кольца, обеспечивающего удобство при сборки и разборки. Кроме того, если отнести стоимость подшипников к их базовой динамической грузоподъѐмности, то самая низкая относительная стоимость будет у конического подшипника [19]. Размеры подшипников определяют по значению , пользуясь стандартными параметрами, приведенными в каталогах, табл. П.12.6….П.12.13. Первоначально принимают подшипники легкой серии. На первом этапе проведения эскизной компоновки необходимо выписать геометрические размеры подшипников и т.д. Выбор схемы установки подшипников качения Для обеспечения нормальной работы подшипников качения необходимо правильное закрепление их на валах и в корпусе. При этом необходимо исключить возможность закливания тел качения при действии осевой нагрузки, теплового удлинения валов и погрешностей изготовления. В связи с этим валы в редукторах могут иметь плавающие (с возможностью осевого смещения) и фиксированные (без возможности осевого смещения) опоры. На рис. 12.7 приведены основные схемы установки подшипников качения [4]: 123 Рис. 12.7 Схемы установки подшипников качения Наиболее проста конструктивно схема установки подшипников «враспор» (рис.12.7,а) которую широко применяют при относительно коротких валах По схеме «враспор» осевое фиксирование вала осуществляется в двух опорах. Для исключения защемления вала в опорах из-за температурных деформаций предусматривают осевой зазор в пределах мм. В рассмотренном случае опоры выполнены с использованием радиальных шарикоподшипников. 124 Схема «враспор» используется в одноступенчатых редукторах для валов с радиальными и радиально-упорными шариковыми и роликовыми подшипниками. При установке подшипников вала по схеме «врастяжку» (рис.12.7.б), в отличие от схемы «враспор», с увеличением температурного удлинения вала осевой зазор в подшипниках увеличивается. Эту схему применяют при расстоянии между подшипниками . Меньшие значения относятся к роликовым, большие к шариковым радиальным и радиально-упорным подшипниками. Более длинные валы устанавливать по рассматриваемой схеме не рекомендуется, так как вследствие температурных деформаций вала могут появиться большие осевые зазоры, недопустимые для радиально-упорных подшипников [4]. В остальных двух схемах, приведенных на рис.12.7, осевое фиксировании вала осуществляется в одной опоре, а другую выполняют плавающей, которая не ограничивает осевых перемещений вала и может воспринимать только радиальную нагрузку. Поэтому в плавающей опоре устанавливают только шариковый или роликовый радиальные подшипники. Такие схемы установки подшипников применяют при , например, в цилиндрических зубчатых передачах (рис.12.7.в) и в червячных передачах для вала-червяка (рис.12.7.г). В исполнении, приведенном на (рис.12.7.г), повышается жесткость вала за счет комбинированной установки в фиксирующей опоре двух радиальноупорных подшипников. При выборе фиксирующей и плавающей опор учитывают следующие рекомендации [4]: - подшипники обоих опор должны быть нагружены по возможности равномерно, поэтому, если опоры нагружены кроме радиальной еще осевой силой, то в качестве плавающей выбирают опору, нагруженной большей радиальной силой; - при действии на опоры вала только радиальных нагрузок в качестве плавающей выбирают менее нагруженную опору; - если выходной конец вала соединяется с другим валом муфтой, в качестве фиксирующей принимают опору вблизи этого конца вала. Примеры конструктивного оформления подшипниковых узлов по схемам, приведенным на рис.12.7, предоставлены в источнике [4]. 12.2. Примеры выполнения эскизных компоновок одноступенчатых редукторов По результатам выполненных расчетов и полученным геометрическим параметрам деталей передач, а также с некоторым предвидением конструктивных решений выполняют первый этап эскизной компоновки редуктора. Первый этап компоновки проводят для 125 определения взаимного положения зубчатых колес или червячного колеса и червяка относительно друг друга. Второй этап эскизной компоновки служит продолжением первого этапа и сводится к конструированию валов, на которых должны быть установлены колеса передач, опоры и другие детали и сборочные единицы, с определением их положения относительно корпуса редуктора. С выполнением второго этапа создаются условия для последующего определения реакций в опорах, расчетов валов и проверки пригодности подшипников качения. Редуктор с цилиндрическими зубчатыми колесами Компоновочный чертѐж одноступенчатого редуктора с цилиндрическими зубчатыми колесами выполняют в двух проекциях на миллиметровой бумаге формата А1 карандашом в контурных линиях в масштабе 1:1 в следующей последовательности. 1. Намечают расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колес. 2. Проводят оси проекций и осевые линии валов. При этом, для вычерчивания вида сверху, примерно на расстоянии одной трети длинной стороны формата листа от короткой стороны (где расположена основная надпись) и параллельно последней проводят горизонтальную ось проекций, затем две перпендикулярные ей линии – оси валов на расстоянии . 3. Вычеркивают редукторную пару в соответствии геометрическими параметрами . Штрих пунктирной тонкой линией показывают положение начальных цилиндров шестерни и колеса (их диаметры соответственно ). На этом завершается первый этап эскизного проектирования. 4. Очерчивают контур внутренней поверхности стенки корпуса редуктора. Принимают зазор между торцом шестерни и внутренней поверхностью стенки корпуса редуктора равным . При этом определяется величина (рис.12.8.). Принимают зазор от окружностей вершин зубьев колес до контура внутренней поверхности стенки корпуса редуктора равным . Если наружный диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала больше диаметра вершин зубьев шестерни, то принимают расстояние между наружным кольцом подшипника и контуром внутренней поверхности стенки корпуса равным . Расстояние между контуром дна корпуса и поверхностью колес для всех типов редукторов принимают . 5. Вычерчивают ступени вала на соответствующих осях по размерам . Схематично изображают подшипники быстроходного и тихоходного валов (см.рис.12.8) с учетом схемы установки подшипников. При этом, в случае применения пластичной смазки подшипников, для предотвращения вытекания еѐ внутрь корпуса и вымывания жидким 126 маслом, смазывающим зацепление, устанавливают мазеудерживающие кольца. Для их установки предусматривают размер мм – расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса редуктора и торцевой плоскостью подшипника. Если подшипник смазывается тем же маслом, что и зацепление, то размер мм. 6. Измеряют или рассчитывают расстояния и (см. рис. 12.8) между точками приложения к валам радиальных реакции, которые располагаются симметрично относительно горизонтальной осевой линии. Положение этих точек определяется размером (см.рис.12.8) от клейменого торца наружного кольца подшипника( ): - для однорядных радиально-упорных шарикоподшипников ; - для однорядных роликовых конических подшипников ; - для однорядных шариковых радиальных и роликовых радиальных с короткими цилиндрическими роликами подшипников , где – параметры подшипников. 7. Определяют точки приложения консольных сил : - консольную нагрузку от открытых ременной и цепной передач ) принимают приложенной к середине выходного конца вала на расстояние от точки приложения радиальной реакции смежного подшипника (см. рис.12.8.б); - консольная сила от муфты ( ) приложена между полумуфтами, поэтому можно принять, что в полумуфте точка приложения силы находится в торцевой плоскости выходного конца соответствующего вала на расстоянии от точки приложения радиальной реакции смежного подшипника (см.рис.12.8.б). На этом завершается второй этап проектирования. Ниже приводится пример определения параметров, используемых при выполнении эскизного проекта одноступенчатого редуктора с цилиндрической косозубой зубчатой передачей. Для выполнения первого этапа эскизного проекта записываем, определенные при расчете передачи, следующие геометрические параметры зубчатой передачи: мм, мм, мм, мм, мм, мм мм. Перечисленные параметры используются для вычерчивания зубчатой передачи (см.рис.12.8.б). Штрих пунктирной тонкой линией показывают положение начальных цилиндров шестерни и колеса ( их диаметры соответственно мм, мм). 127 Для выполнения второго этапа эскизного проекта определяются следующие параметры. Зазор между торцом шестерни и внутренней поверхностью стенки корпуса редуктора (рис.12.8.б). Расстояние между внутренней поверхностью дна корпуса и поверхностью колес . Принимаем . Диаметральные размеры. Диаметр выходного конца (концевого участка) быстроходного вала. Здесь - крутящий момент на быстроходном валу редуктора. Выходной конец быстроходного вала соединяется с валом электродвигателя муфтой. Поэтому полученное значение корректируют по условию Принимаем (см. табл. П.12.3). Выходной конец быстроходного вала выполняется цилиндрическим с основными размерами , мм ( см. табл.П.12.2). Диаметры ступеней быстроходного вала для установки подшипников , где мм ( см.табл.12.4) . Принимаем . Для рассматриваемой цилиндрической косозубой зубчатой передачи . В соответствии с рекомендациями в качестве опор быстроходного вала выбираются роликоподшипники конические однорядные (типоразмер 7280, легкой серии) с геометрическими параметрами Коэффициент осевого нагружения Подшипники устанавливаются по схеме «враспор». Диаметры быстроходного вала с учетом высоты упорных заплечиков для подшипников (см.рис.12.8.б) .Принимаем . Диаметр выходного конца тихоходного вала 128 Здесь - крутящий момент на тихоходном валу редуктора. Принимаем мм, мм. Диаметры ступеней тихоходного вала для установки подшипников , где мм, мм. Принимаем мм. В соответствии с рекомендациями в качестве опор тихоходного вала выбираются роликоподшипниковые конические однорядные лѐгкой серии (типоразмер 7210) с геометрическими параметрами мм, мм, мм, мм, Коэффициент осевого нагружения . Подшипники устанавливаются по схеме «враспор». В случае использования в качестве конструкции тихоходного вала варианта для которого выполняется (рис.12.8.а), диаметры тихоходного вала с учѐтом высоты упорных заплечиков для подшипников мм. Принимаем мм. При использовании в качестве конструкции тихоходного вала варианта для которого выполняется условие (рис.12.8.б), диаметральные размеры будут следующими: мм; мм; принимаем диаметр вала под зубчатым колесом мм, см.П.12.3); мм из условия необходимой величины заплечиков для упора зубчатого колеса (см.табл.12.3); здесь - катет фаски отверстия зубчатого колеса диаметром мм; мм из условия необходимой величины заплечиков для упора подшипника; окончательно принимаем мм (табл.П.12.3). Линейные размеры. Для варианта вала уточняется длина ступицы зубчатого колеса из расчѐта соединения с натягом [4]. При использовании варианта вала длина ступицы зубчатого колеса определяется с учѐтом длины призматической шпонки при передаче вращающего момента Рабочая длина шпонки определяется из выражения мм, мм, мм принимаются по П.12.14. Длина шпонки мм. см.табл.П.12.14). Принимаем мм. Длина ступицы колеса мм. мм. Принимаем . Согласно рекомендации (см. табл.12.1). 129 а) а Внешняя рамка а а в0 130 а б) Рис. 12.8. Пример эскизной компоновки зубчатого цилиндрического одноступенчатого редуктора: а) главный вид и б) вид сверху 131 Расстояние между внутренними поверхностями стенок корпуса редуктора (в рассматриваемом случае ). мм Для случая величина Расстояние между клеймеными торцами наружных колец подшипников быстроходного вала (рис.12.8.) мм , где мм. Расстояние от клейменых торцов наружных колец подшипников быстроходного вала до точек приложения к валу радиальных реакций мм. Расстояние между точками приложения к быстроходному валу радиальных реакций мм. Длина второй ступени быстроходного вала мм. Длина выходного цилиндрического конца быстроходного вала (длина первой ступени) мм . Расстояние от точки приложения консольной силы от муфты ( ) до точки приложения радиальной реакции смежного подшипника мм. Расстояние между клеймеными торцами наружных колец подшипников тихоходного вала (рис.12.8.) мм. Расстояние от клейменых торцов наружных колец подшипников тихоходного вала до точек приложения к валу радиальных реакций Расстояние между точками приложения к тихоходному валу радиальных реакций мм. Длина второй степени тихоходного вала мм . Длина выходного цилиндрического конца тихоходного вала (длина первой ступени) мм. Расстояние от точки приложения консольной силы от открытой цепной передачи до точки приложения радиальной реакции смежного подшипника мм. Примечание. Расстояния и могут быть уточнены после конструкторской проработки крышек подшипников, полумуфты и ведущей звездочки цепной передачи. 132 Червячный редуктор Компоновочный чертѐж червячного одноступенчатого редуктора выполняется в двух проекциях на миллиметровой бумаге формата А1 карандашом в контурных линиях в масштабе 1:1 в следующей последовательности. 1. Намечают расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колес. При этом принимают во внимание тип червячного редуктора: с верхним или нижним расположением червяка. 2. Проводят осевые линии валов и оси проекций. Осевые линии валов скрещиваются под углом и на межосевом расстоянии друг от друга. Затем проводят две вертикальные осевые линии: одну для главного вида, вторую для вида сбоку (рис.12.9). 3. Вычерчивают в двух проекциях червяк и червячное колесо в соответствии с их геометрическими параметрами ( ). На этом завершается первый этап эскизного проектирования. 4.Очерчивают контур внутренней поверхности стенки корпуса редуктора, принимая зазор между контуром и отверстием под подшипниковый узел с диаметром наружного кольца подшипника , и червячным колесом равным . Расстояние (рис.12.9). 5. Вычерчивают на соответствующих осях ступени валов по их диаметральным и линейным размерам. Диаметры выходных концов валачервяка (быстроходного вала) и вала червячного колеса (тихоходного вала) рассчитывают из условия прочности на кручение. (Длины выходных концов валов устанавливают согласно стандартам ( см.П.12.1 и П.12.2) или используют следующие соотношения: – под звездочку цепной передачи; - под шкив; - под муфту (здесь и длина и диаметр выходного цилиндрического конца вала соответственно). Диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник или , длина этой ступени для вала червяка , для вала червячного колеса . Диаметры должны быть согласованы диаметрами внутренних колец подшипников качения. 6. Вычерчивают подшипники вала-червяка, располагая их симметрично относительно среднего сечения червяка таким образом, чтобы расстояния между точками приложения к валу радиальных реакций . В этом случае положение подшипников на валу назначается с учетом схемы их установки и размера , который определяет расстояние между точками приложения к валу радиальных реакций и клейменым торцем наружной обоймы соответствующего подшипника. Положение подшипников вала червяка может быть определено их построением через дугу радиусом , отверстие под 133 подшипниковый узел с диаметром наружного кольца подшипника , и размер , см.рис.12.9.а. В этом случае положение точек приложения к валу радиальных реакций относительно клейменого торца наружного кольца подшипника . 7. Симметрично располагают подшипники вала червячного колеса относительно его среднего сечения, определив расстояние между их внутренними торцами , где - длина ступицы червячного колеса, которая должна быть согласована с длиной шпонки или определена из расчета соединения с натягом. Изложенное выше относится к случаю, когда . Если , то расстояние между внутренними торцами подшипников вала червячного колеса определяется по формуле , см. рис.12.9.б. 8. Определяют точки приложения консольных сил. На этом завершается второй этап эскизного проектирования. Ниже приводится пример определения параметров, используемых при выполнении эскизного проекта червячного одноступенчатого редуктора. Для выполнения первого этапа эскизного проекта выписываем следующие геометрические параметры: мм мм, мм, мм, мм, мм, мм, мм, мм, мм, мм, . Перечисленные параметры используются для вычерчивания червячной передачи (рис.12.9). Для выполнения второго этапа эскизного проекта определяют следующие параметры. Зазор между контуром внутренней поверхности стенки корпуса редуктора и венцом червячного колеса, и отверстием под подшипниковый узел с диаметром наружного кольца подшипника (рис.12.9) Расстояние между внутренней поверхностью дна корпуса и поверхностью колес . Принимаем мм. Диаметральные размеры. Диаметр выходного конца (концевого участка) быстроходного вала (вала-червяка) определяется по формуле 134 где крутящий момент на быстроходном валу. Принимаем мм ( см. П.12.3.) Выходной конец червяка выполняется цилиндрическим с основными размерами мм, мм (см. П.12.3 и 12.4). Диаметры ступеней вала червяка для установки подшипников , где мм, см. П.12.2. мм. Принимаем мм. Для рассматриваемой червячной передачи мм в соответствии с рекомендациями (см.табл.12.3) в качестве опор вала червяка выбираются роликоподшипники конические однорядные средней серии – 7307 с геометрическими параметрами мм, мм, мм, мм, , мм. Подшипники устанавливаются по схеме «враспор». Диаметры вала червяка с учетом высоты упорных заплечиков для подшипников мм, (см.табл.12.4). Принимаем мм, см.табл.П.12.3. Диаметр проточки мм . Принимаем мм, см. П.12.3. Диаметр выходного конца (концевого участка) вала червячного колеса (тихоходного вала) где крутящий момент на тихоходном валу. Принимаем мм. Выходной конец вала червячного колеса выполняется цилиндрическим с основными размерами мм и мм (соответственно диаметр и длина цилиндрического конца вала). Диаметры ступеней вала червячного колеса для установки подшипников ,где мм, Принимаем мм. В соответствии с рекомендациями (см.табл.12.3) в качестве опор вала выбирают роликоподшипники конические однорядные легкой серии 7212 с геометрическими параметрами мм, мм, мм, , мм. Подшипники устанавливаются по схеме «враспор». Коэффициент осевого нагружения . В случае использования в качестве конструкции вала червячного колеса варианта , диаметры вала с учетом высоты упорных заплечиков для подшипников мм. 135 Принимаем мм. 136 б) Рис. 12.9. Пример эскизной компоновки червячного одноступенчатого редуктора: а) главный вид; и б) вид сбоку 137 При использовании в качестве конструкции вала червячного колеса варианта (рис.12.9), мм, мм, принимаем диаметр вала под червячным колесом мм, мм из условия необходимой величины заплечиков для упора зубчатого колеса, здесь - катет фаски отверстия зубчатого колеса диаметром мм из условия необходимой величины заплечиков для упора подшипника; окончательно принимаем мм, см.табл.12.3. Линейные размеры. Расстояние между точками приложения к валу червяку радиальных реакций (при установке подшипников «враспор» мм. Расстояния от клейменых торцов наружных колец подшипников быстроходного вала до точек приложения к валу радиальных реакций Расстояние между клейменными торцами наружных колец подшипников быстроходного вала мм. Расстояние между внутренними торцевыми поверхностями подшипниковых гнѐзд для установки подшипников быстроходного вала (расстояние между смежными торцами внутренних колес подшипников быстроходного вала ) мм Длина выходного цилиндрического конца быстроходного вала (длина первой ступени) мм. Длина второй ступени быстроходного вала мм. Расстояние от точки приложения консольной силы от муфты до точки приложения радиальной реакции смежного подшипника мм. Для варианта уточняется длина ступицы червячного колеса (для составных червячных колес длина ступиц центра из расчета соединения с натягом [4]. При использовании варианта длина ступицы зубчатого колеса определяется с учетом длины призматической шпонки при передаче вращающего момента м. Рабочая длина шпонки определяется из выражения 138 Размеры мм, мм и мм принимаются по П.12.14. Длина шпонки мм, ( см.табл.П.12.14). Принимаем мм. Длина ступицы колеса(центра) мм. Принимаем мм (табл.12.2). Для рассматриваемого случая , поэтому расстояние между внутренними поверхностями стенок корпуса редуктора (расстояние между смежными торцами внутренних колец подшипников тихоходного вала ) определяется по формуле мм, где - наружный диаметр подшипников быстроходного вала. Расстояние между клеймеными торцами наружных колец подшипников тихоходного вала мм. Расстояние от клейменых торцов наружных колец подшипников тихоходного вала до точек приложения у валу радиальных реакций мм. Расстояние между точками приложения к тихоходному валу радиальных реакций мм. Длина выходного цилиндрического конца тихоходного вала (длина первой ступени) мм. Длина второй ступени тихоходного вала мм. Расстояние от точки приложения консольной силы ( от открытой цепной передачи до точки приложения радиальной реакции смежного подшипника мм Расстояние и могут быть уточнены после конструкторской проработки крышек подшипников, полумуфты и ведущей звездочки цепной передачи. Примечание. При оформлении источники [4,5,9,10,18,19,22]. раздела 139 использованы информационные 13. ВАЛЫ РЕДУКТОРОВ 13.1. Общие сведения Вращающиеся детали машин устанавливают на валах или осях, обеспечивающих постоянное положение оси вращения этих деталей. Валы предназначены для поддержания вращающихся деталей и передачи вращающего момента, воспринимают изгибающие нагрузки и кручение. Оси не передают полезного вращающего момента и воспринимают только изгибающие нагрузки. Валы всегда вращаются, а оси могут быть неподвижными и вращающимися. Нагрузки, воспринимаемые валами, передаются на корпуса или рамы машин через опорные устройства – подшипники, а части валов и осей, соприкасающиеся с ними называют цапфами. По назначению различают валы передач- зубчатых, ременных, цепных и т.д. и коренные валы машин, несущие кроме деталей передач рабочие органы машин – тяговые барабаны, звездочки и т.п. В практике редукторостроения наибольшее применение нашли прямые, сплошные, ступенчатые двухопорные валы. Материал валов должен обладать достаточно высокими механическими характеристиками и малой чувствительностью к концентрации напряжений, способностью подвергаться термической обработке и легко обрабатываться. Валы изготавливают преимущественно из стали в виде проката или поковок. Малонагруженные, неответственные валы, не подвергаемые термообработке, выполняют из сталей обыкновенного качества – сталь Ст.5 (ГОСТ 380-71). Для ответственных валов используют качественные конструкционные стали 35,40,45 (ГОСТ 1050-74); для тяжело нагруженных валов ответственных передач- конструкционные легированные стали 30ХГТ, 30ХГС, 40ХН и др. (ГОСТ 4543-71), улучшенные или с использованием закалки токами высокой частоты, и т.п. Для быстроходных валов, работающих в подшипниках скольжения, в целях повышения износостойкости цапф, применяют цементуемые стали. Механические характеристики сталей даны в табл. 13.1. При работе в валах могут возникать деформации, нарушающие нормальную работу передач зацеплением или подшипников, а при длительной работе – усталостные трещины, которые развиваясь приводят к разрушению вала. Для валов установлены следующие критерии работоспособности: статическая прочность; сопротивление усталости; жесткость изгибная и крутильная; виброустойчивость. При расчете и конструировании валов и осей необходимо знать размеры и расположение сопрягаемых деталей, а также величину и направление действующих сил. Для определения реакций опор и построения эпюр изгибающих и вращающих моментов должны быть 140 известны расстояния между опорами и линиями действия активных сил, которые зависят от длин ступиц, обусловленных диаметрами посадочных поверхностей и размерами других сопряженных деталей, устанавливаемых на валу. Так как диаметральные и линейные размеры вала неизвестны, то это исключает возможность проведения проектного расчета по обычной схеме и его выполняют поэтапно, сочетая расчеты с конструированием. Таблица 13.1.Механические характеристики сталей Марка Диаметр Твердость стали заготовки, HB HRCэ мм Ст.5 любой 520 280 190 20* 400 240 60 145 35 горяч.кат. 187 540 320 Закалка.отпущ. 30…40 1000 650 150 600 360 217 210…240 45 100 700 500 240…270 50 800 600 210…240 150 700 500 240…270 40Х 70 800 600 270…300 50 900 700 210…240 250 700 500 240…270 40ХН 150 800 600 270…300 100 900 700 300…330 50 1100 800 174…217 20*Х 70 600 360 До 20 850 690 18ХГТ* 50 197 850 600 35 28…32 900 700 25ХГТ* 90 28…32 900 700 50 30…35 1000 800 950 750 270 30ХГТ* любой 1150 950 320 1500 1200 415 12ХНЗА 60 24…28 900 700 40 26…32 960 750 МПа 150 120 300 350 400 350 400 450 350 400 450 550 220 380 430 450 450 500 520 665 840 450 480 220 170 220 280 320 340 300 350 400 300 350 400 480 290 420 370 400 400 440 450 520 650 400 420 130 100 150 170 200 170 200 230 180 200 230 270 170 250 210 230 230 250 260 310 330 230 240 0 0 0 0 0 0,1 0,1 0 0 0 0 0 0 0,05 0,1 0,05 0,1 0,05 0,05 0 0,15 0,1 0,15 0,1 0,1 0,15 0,2 0,1 0,05 0,1 0,1 0,05 Примечание. Для цементуемых сталей, помеченных * , приведены механические характеристики сердцевины. Предел выносливости при растяжении-сжатии . Первый этап. Предварительное определение исходного диаметра по известному вращающему моменту (проектный расчет вала). Второй этап. Эскизное проектирование. Третий этап. Проверочные расчеты вала. В разделе 12 приводятся сведения по выполнению первых двух этапов расчета и конструирования вала. 141 Проверочный расчет валов базируется на тех разделах дисциплины сопротивления материалов, в которых рассматривают неоднородное напряженное состояние и расчет при переменных напряжениях. При этом действительные условия работы вала заменяют условными и приводят к одной из известных расчетных схем. При переходе от конструкции к расчетной схеме производят схематизацию формы, опор и нагрузок вала. Вследствии чего расчет валов становится приближенным. В расчетных схемах редукторные валы представляются в форме балок круглого сечения, установленных с возможностью вращения на двух опорах (обычно подшипниках качения). Используются два основных типа опор: шарнирно-неподвижные и шарнирно-подвижные. В расчетной практике подшипники, одновременно воспринимающие осевые и радиальные нагрузки, заменяют шарнирно-неподвижными опорами, а подшипники, воспринимающие только радиальные нагрузки, -шарнирноподвижными. Действующие на валы силы не являются сосредоточенными, они распределены по длине ступицы, ширине зуба, подшипника и т.п. Расчетные силы (используемые при создании расчетных схем) рассматриваются как сосредоточенные и подразделяются на : - невращающиеся, линия действия которых в пространстве неподвижна ( силы в зубчатых, червячных, ременных, цепных и др. передачах, а также силы тяжести валов и сидящих на них деталей); - вращающиеся, векторы которых изменяют направление синхронно с вращением вала - центробежные силы на выходных концах валов от соединительных муфт (консольные силы на валах от муфт) На выходные концы валов со стороны соединительной муфты в общем случае могут действовать радиальные и осевые силы, а также изгибающий момент. Обычно наибольшее влияние на реакции опор и нагруженность вала оказывает радиальная сила . Приближенно радиальную консольную вращающуюся силу на валу от жестких компенсирующих муфт можно принимать в долях от окружной силы на рабочих элементах муфты : (13.1) Радиальную силу на валу от упругой муфты вычисляют по формуле: (13.2) где - радиальная жесткость упругой муфты при радиальном смещении валов, Н/мм ( ориентировочное значение можно определить по формулам табл. 13.2. / 16 /; - радиальное смещение валов, мм: при нормальной точности монтажа до 0,3…0,7 мм ( меньшее значение при расстоянии h между осью вала и опорной поверхностью до 250 мм, 142 большие – при h=250…630 мм); при повышенной точности монтажа 0,15 мм, при высокой- до 0,05 мм. Таблица 13.2. Формулы для расчета Тип муфты до Формула для расчета , Муфта с торообразной оболочкой вогнутого профиля (ГОСТ Р 50892-96) Муфта с торообразной оболочкой выпуклого профиля (ГОСТ Р 50892-96) Муфта с цилиндрическими пружинами сжатия Муфта с конусной резиновой шайбой Муфта с пакетами плоских пружин в осевом направлении Муфта со стальными стержнями в осевом направлении Муфта с резиновой звездочкой ( ГОСТ 14084-93) Муфта втулочно-пальцевая (ГОСТ 21424-93) Примечание. - номинальный вращающий момент муфты по каталогу, 6 13 90 13 14 18 220 610 . Жесткие компенсирующие муфты (зубчатые, цепные, кулачководисковые) используют для соединения преимущественно тихоходных валов, упруго-компенсирующие и демпфирующие муфты (втулочнопальцевые, с резиновой звездочкой, с цилиндрическими пружинами сжатия и т.п.) применяются для соединения быстроходных валов. Величины радиальных консольных невращающихся сил ( ) , действующих на валы со стороны открытых ременных и цепных передач, вычисляют при расчете этих передач. Значения консольных радиальных сил ( , Н, на валах редукторов общемашиностроительного применения регламентированы ГОСТ Р50891-96: - для входных валов редукторов – - для выходных валов: -одноступенчатых редукторов (цилиндрических, конических, планетарных) -остальных редукторов , где и - соответственно вращающие моменты на входном и выходном валах, Н м. На выходном валу для одноступенчатых цилиндрических, конических и планетарных редукторов по согласованию с потребителем допускается снижение значения числового коэффициента перед корнем до 50; для остальных редукторов - до 100. 143 Радиальная невращающаяся нагрузка на приводных валах конвейеров обусловлена действием сил натяжения в ведущей и ведомой ветвях ленты (для ленточных конвейеров) или тяговой цепи ( для цепных конвейеров) : - радиальная сила на тяговом барабане приводного вала ленточного конвейера (13.3) - радиальная сила на приводном валу цепного конвейера (13.4) где - окружная сила, передаваемая лентой или цепью, Н; - вращающий момент на приводном валу, Н м ; - диаметр тягового барабана ( ) или делительный диаметр тяговой звездочки ( ) [6]. При составлении расчетной схемы вала, на нее наносят активные ( со стороны ведущих элементов) и реактивные ( со стороны ведомых элементов) силы в двух взаимно-перпендикулярных плоскостях, (вертикальной и горизонтальной), определяют опорные реакции, и в горизонтальной и и – в вертикальной плоскостях, в этих же плоскостях строят эпюры изгибающих и вращающего моментов. Эпюры от невращающихся и вращающихся сил строят раздельно. Реакции и , возникающие в опорах А и В от действия вращающихся сил определяют отдельно от невращающихся. Сопоставляя эпюры изгибающих и вращающего моментов принимая во внимание размеры сечений вала и наличие концентраторов напряжений устанавливают опасное сечение ( возможно два или несколько). Суммарные (полные) радиальные реакции определяют (13.5) (13.6) где Изгибающий момент в опасном сечении определяют: , - изгибающие моменты от невращающихся сил; - изгибающий момент от вращающихся сил. Напряжения изгиба в опасном сечении (13.7) (13.8) кручения (13.9) 144 эквивалентные (13.10) где - осевой и полярный моменты сопротивления вала ( см. табл.13.3 и 13.4). Таблица 13.3. Осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала Сечение вала Параметр Таблица 13.4. Значения осевого и полярного моментов сопротивления и площади сечения валов, ослабленных шпоночным пазом. d,мм 20 22 25 26 28 30 32 34 35 36 38 40 42 44 45 46 47 48 b h, мм 6 6 , 655 897 1275 8 7 1453 1853 2320 2730 10 8 3330 3660 4010 4660 12 8 5510 6450 7250 7800 14 9 8380 8980 9620 , 1440 1940 2810 3180 4010 4970 5940 7190 7870 8590 10040 11790 13720 15610 16740 17930 19170 20500 A, d,мм 296 362 462 503 588 679 764 868 922 978 1086 1209 1337 1458 1527 1599 1672 1747 50 52 55 58 60 62 65 68 70 72 75 78 80 82 85 88 90 92 95 145 b h, мм 16 10 18 11 20 12 22 14 25 14 , , 10650 12100 14510 16810 18760 20900 24300 27500 30200 33000 37600 41630 45130 48930 55180 60370 64920 69680 77265 22900 25900 30800 38000 40000 44300 51200 58400 63800 69700 79000 88030 95080 102830 115300 125970 136270 146030 161365 A, 1884 2040 2300 2540 2730 2920 3220 3510 3730 3950 4300 4626 4866 5126 5516 5905 6175 6475 6910 Проверочные расчеты на статическую прочность и на сопротивление усталости проводят по запасам прочности. На практике установлено, что для валов основным видом разрушения является усталостное. Статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным проверочным расчетом. Предположительно опасное сечение определяется эпюрами моментов, размерами сечений вала и концентраторами напряжений. Обычно положение опасного сечения устанавливается без расчетов: на основе опыта . В отдельных случаях делают расчеты для двух и более сечений. Расчет вала на статическую прочность проводят по максимальной кратковременной нагрузке,( возникающей обычно при пусках или перегузках машин) в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений. Коэффициент перегрузки по блоку нагружения определяют (13.11) При невозможности определения коэффициента перегрузки по блоку нагружения, его берут из каталога на электродвигатели , для двигателя используемого в приводе. Из нескольких сечений опасным будет то, где эквивалентные напряжения максимальные. Для него определяют частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям ( пределы текучести и материала см. табл. 13.1.: (13.12) (13.13) Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений (13.14) где - допускаемый коэффициент запаса прочности принимают по табл.13.5. 146 Таблица 13.5.Коэффициенты запаса прочности при статических нагрузках Отношение 0,6 0,6…0,8 0,8…0,9 1,1…1,3 2 1,3…1,5 2,5 1,5…2,0 3 Примечание. Наименьшие значения используются при завышенных исходных расчетных данных (нагрузка, расчетная схема и пр.) или при большой точности и достоверности их определения. Расчет вала на сопротивление усталости проводят по максимальной длительно действующей нагрузке, повторность которой за время работы составляет более циклов. Эпюры изгибающих моментов от невращающихся и вращающихся сил строят раздельно. Изгибающий момент от невращающихся сил вызывает в валу переменные напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу с амплитудой (13.15) Изгибающий момент от вращающихся сил постоянные напряжения вызывает в валу (13.16) Вращающий момент вызывает в валу напряжения кручения (13.17) Здесь и - осевой и полярный моменты сопротивления вала Для нереверсивных валов напряжения изменяются по отнулевому циклу и , а для реверсивных – по симметричному циклу и При переменном режиме нагружения (задан блок нагружения ) в расчете используют приведенные (по долговечности) амплитуды напряжений , , где – коэффициент долговечности, определяемый по формуле (13.18) Здесь - показатель степени в аналитическом выражении кривой усталости; для валов при посадках детали с натягом , при других посадках ; - приведенное число циклов нагружения; - база испытаний, соответствующая точке перегиба кривой усталости и принимая 147 от до циклов нагружения (большие значения для пластичных сталей). Приведенное число циклов нагружения определяется (13.19) где - суммарное число циклов нагружения за весь срок службы вала (13.20) Здесь - частота вращения вала, ; -ресурс работы, ч ; - коэффициент режима нагружения. Значения и можно брать из расчета на изгиб зубчатых и червячных , находящихся на данном валу, колес, при условии совпадения показателя степени кривой усталости. Величина коэффициента долговечности ограничивается в пределах (13.21) Коэффициент запаса прочности по пределу выносливости по напряжениям изгиба и кручения соответственно равны: (13.22) (13.23) Здесь - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле нагружения соответственно напряжениями изгиба и кручения (табл.13.1). - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений, принимают по табл. 13.1. Коэффициенты снижения предела выносливости вала по сравнению с пределами выносливости образцов (13.24) ; ; где и (13.25) - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; , - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, (см.табл.13.6); , -коэффициент влияния качества поверхности (см. табл.13.7). -коэффициент влияния поверхностного упрочнения (см.табл.13.8). 148 Таблица 13.6.Значения коэффициентов влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Напряженное ( ) при диаметре вала d, мм состояние и материал 20 30 40 50 70 100 Изгиб для углеродистой стали 0,92 0,88 0,85 0,81 0,76 0,71 Кручение для всех сталей и изгиб для 0,83 0,77 0,73 0,70 0,65 0,59 легированной стали Таблица 13.7.Значения коэффициентов влияния качества поверхности Вид механической обработки Шлифование тонкое Обтачивание тонкое Шлифование чистовое Обтачивание чистовое Параметр шероховатости , мкм До 0,2 при , МПа при , МПа 700 700 700 700 1 1 1 1 0,2…0,8 0,99…0,93 0,99…0,91 0,99…0,96 0,99…0,95 0,8…1,6 0,93…0,89 0,91…0,86 0,96…0,94 0,95…0,92 1,6…3,2 0,89…0,86 0,86…0,82 0,94…0,92 0,92…0,89 Таблица 13.8.Значения коэффициентов влияния поверхностного упрочнения Вид упрочнения поверхности вала Закалка ТВЧ Азотирование Накатка роликом Дробеструйный наклеп Без упрочнения Значения при : =1,1…1,5 =1 1,8 1,3…1,6 1,15…1,25 1,2…1,4 1,1…1,3 1,6…1,7 1,3…1,9 1,5…1,7 1,4…1,5 2,4…2,8 2,0…3,0 1,8…2,2 1,6…2,5 1,0 1,0 1,0 Значения коэффициентов концентрации напряжений и берут из таблиц: для ступенчатого перехода с галтелью (рис.13.1, а-в)табл.13.9 ; для шпоночного паза- табл.13.10; для шлицевых и резьбовых участков валов – табл.13.11. Для оценки концентраций напряжений в местах установки на валу деталей с натягом используют отношения и ( табл.13.12.). 149 Таблица 13.9.Значения коэффициентов концентрации напряжений для ступенчатых переходов с галтелью при , МПа при , МПа 2 3 5 0,01 0,02 0,03 0,05 0,01 0,02 0,03 0,01 0,02 500 1,55 1,8 1,8 1,75 1,9 1,95 1,95 2,1 2,15 700 1,6 1,9 1,95 1,9 2,0 2,1 2,1 2.25 2,3 900 1,65 2,0 2,05 2,0 2,1 2,2 2,25 2,35 2,45 1200 1,7 2,15 2,25 2,2 2,2 2,4 2,45 2,5 2,65 500 1,4 1,55 1,55 1,6 1,55 1,6 1,65 2,2 2,1 700 1,4 1,6 1,6 1,6 1,6 1,7 1,75 2,3 2,15 900 1,45 1,65 1,65 1,65 1,65 1,75 1,75 2,4 2.25 1200 1,45 1,7 1,7 1,75 1,75 1.85 1,9 2,6 2.5 Таблица 13.10.Значения коэффициентов концентрации напряжений для шпоночного паза при выполнении паза фрезой ,МПа концевой дисковой 500 1,8 1,5 1.4 700 2,0 1,55 1,7 900 2,2 1,7 2,05 1200 2,65 1,9 2.4 Таблица 13.11.Значения коэффициентов концентрации напряжений для шлицевых и резьбовых участков вала для для шлицев ,МПа шлицев резьбы прямобочных эвольвентных для резьбы 500 1,45 1,8 2,25 1,43 1,35 700 1,6 2,2 2,5 1,49 1,7 900 1,7 2,45 2,65 1,55 2,1 1200 1,75 2,9 2,8 1,6 2,35 Таблица 13.12.Значения отношений и для оценки концентрации напряжений в местах установки на валу деталей с натягом Диаметр при , МПа вала d, 500 700 900 1200 500 мм 30 2,6 3,3 4,0 5,1 1,52 40 2,75 3,5 4,3 5,4 1,65 50 2,9 3,7 4,5 5,7 1,75 60 3,0 3,85 4,7 5,95 1,8 70 3,1 4,0 4,85 6,15 1,85 80 3,2 4,1 4,95 6,3 1,9 90 3,3 4,2 5,1 6,45 1,95 100 3,35 4,3 5,2 6,6 2,0 150 700 при , МПа 900 1200 2,0 2,1 2,2 2,3 2,4 2,45 2,5 2,55 2,4 2,6 2,7 2,8 2,9 3,0 3,05 3,1 3,05 3,25 3,4 3,55 3,7 3,8 3,9 3,95 Рис.13.1. Ступенчатые переходы с галтелью При действии в расчетном сечении нескольких источников концентрации напряжений учитывают наиболее опасный из них (с наибольшим значением или ). В некоторых случаях при записи выражений (13.22, 13.23) используются коэффициенты влияния асимметрии цикла, для рассматриваемого сечения вала (13.26) (13.27) где , - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений (см. табл.13.1). Тогда упомянутые выражения записываются в виде (13.28) где ; (13.29) -пределы выносливости вала для рассматриваемого сечения. Коэффициент запаса прочности по пределу выносливости должен удовлетворять условию: Допускаемые значения коэффициентов запаса прочности, для средних значений указанных характеристик . При высокой точности определения напряжений, достоверности механических характеристик и однородности металла . 13.2.Пример расчета тихоходного вала цилиндрического редуктора Исходные данные Кинематическая схема привода и входящего в него одноступенчатого цилиндрического редуктора, графическое изображение блока нагружения привода (для режима ) представлены на рис.7.2. 151 Эскизная компоновка редуктора с указанными линейными и диаметральными размерами валов и размерами, определяющими места установки на них зубчатых колес, полумуфты, звездочки цепной передачи и подшипников качения, показаны на рис.12.8. Конструкция тихоходного вала, его расчетная схема, эпюры изгибающих моментов ( в одной плоскости) и крутящего момента приведены на рис.13.2. Действующие на колесо силы в зацеплении при передаче максимального из длительно действующих вращающих моментов: окружная ; радиальная ; осевая . Определенная для того же вращающего момента консольная сила, действующая на вал со стороны звездочки цепной передачи, . Частота вращения вала , крутящий момент на валу . Делительный диаметр колеса . Вал установлен на двух конических роликовых подшипниках 7210 ( легкой серии) по ГОСТ 333-79. Схема установки подшипников «враспор». Опоры А и В являются шарнирно-неподвижными, первая (опора А) фиксирует вал в осевом направлении и воспринимает внешнюю осевую силу . Коэффициент перегрузки при расчете на статическую прочность . Расположение цепной передачи горизонтальное, привод нереверсивный. Срок службы Вал изготовлен из стали Ст5 со следующими характеристиками статической прочности и сопротивления усталости ( см. табл 13.1.); временное сопротивление ; предел текучести ; предел текучести при кручении ; предел выносливости при изгибе ; предел выносливости при кручении ; коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений . Вал изготовлен без поверхностного упрочнения. 152 Рис.13.2.Схема для расчета тихоходного вала 153 Диаметральные размеры вала: ; . ; Линейные размеры вала: (размер колеса). Решение. Проверочный расчет вала на статическую прочность Определение реакций опор (рис.13.2). Горизонтальная плоскость ZOX ( плоскость разъема между корпусом и крышкой редуктора): ; Проверка реакции определены правильно. Вертикальная плоскость ZOY: Проверка определены правильно. Определение максимальных реакций радиальных нагрузок на подшипники ) 154 реакции опор (максимальных Предположительно наиболее опасными являются сечения (рис.13.2): I-I - место установки правого по рисунку подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами; концентраторы напряжений- посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал и ступенчатый переход с галтелью ( является краевым сечением, где при посадках с натягом имеет место максимальная концентрация напряжений); II-II - место установки зубчатого колеса на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами ; концентраторы напряжений – посадка с натягом ступицы колеса на вал и ступенчатый переход с галтелью ( также является краевым сечением). Определим силовые факторы и напряжения для опасных сечений. Сечение I-I Изгибающие моменты: ; Суммарный изгибающий момент в сечении I-I Крутящий момент Используя табл.13.3. для сечения I-I , Напряжения изгиба в сечении I-I ( Напряжение кручения в сечении I-I Эквивалентные напряжения в сечении I-I Сечение II-II Изгибающие моменты: 155 ) определяем = Суммарный изгибающий момент Крутящий момент Из табл.13.3 для сечения II-II , Напряжение изгиба в сечении II-II в сечении II-II определяем Напряжение кручения в сечении II-II Эквивалентные напряжения в сечении II-II Проверка вала на статическую прочность ведем по сечению I-I , как наиболее опасному: Вычислим частные коэффициенты запаса прочности по пределу текучести по нормальным и касательным напряжениям при коэффициенте перегрузки : Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести При отношении следовательно по табл.13.5 ,т.е. статическая прочность обеспечена. ; Проверочный расчет вала на сопротивление усталости В опасном сечении I-I два концентратора напряжений, устанавливаем наиболее опасный. 156 Посадка с натягом ( соединение внутреннего кольца подшипника с шейкой вала). По табл. 13.12 при и диаметре вала , интерполируя справочные данные ,имеем Галтель (ступенчатый переход с галтелью). При высокой напряженности вала переходную поверхность выполняют галтелью постоянного радиуса. Радиус галтели принимают меньше координаты фаски кольца подшипника табл.13.13. Тогда при , радиус галтели , а высота заплечика . Следовательно и Интерполируя справочные данные по табл.13.9 определяем и По табл.13.6 определяем и Следовательно Сравнивая полученные отношения для разных концентраторов напряжений, отмечаем: наиболее опасный из них – посадка с натягом. По табл.13.14 при 6 квалитете По табл.13.7 Вал без упрочнения, поэтому (см.табл.13.8). Таблица 13.13. Координаты фаски подшипника ( r ),значения радиуса галтели ( высота заплечика ( t ) r, мм 0,5 1 1,5 2 2,5 3 3,5 0,6 1 1,5 2 , мм t 1 1,8 2,5 3 4 4,8 5,5 Таблица 13.14.Шероховатость поверхностей ( днее арифметическое отклонение профиля, мкм) Вид поверхности Посадочные поверхности валов и корпусов из стали под подшипники качения класса точности 0 при: d или D до 80 мм d или D свыше 80 мм Посадочные поверхности валов и корпусов из чугуна под подшипники качения класса точности 0 при: D до 80 мм D свыше 80 мм Торцы заплечиков валов и корпусов для базирования подшипников качения класса точности 0 Поверхности валов для соединений с натягом Торцы заплечиков валов для базирования зубчатых, червячных колес при отношении длины отверстия ступицы к его диаметру: 157 )и 4 2,5 6,5 ,мкм 1,25 2,5 2,5 3,2 2,5 0,8 0,7 0,7 Поверхности валов под резиновые манжеты Канавки, фаски, радиусы галтелей на валах Поверхности шпоночных пазов на валах: рабочие нерабочие Поверхности шпоночных пазов в отверстиях колес, шкивов: рабочие нерабочие Поверхности шлицев на валах: - боковая поверхность зуба соединения : неподвижного подвижного - цилиндрические поверхности центрирующие соединения: неподвижного подвижного - цилиндрические поверхности нецентрирующие Поверхности шлицев в отверстиях колес, шкивов,звездочек: -боковая поверхность зуба соединения: неподвижного подвижного - цилиндрические поверхности центрирующие соединения: неподвижного подвижного - цилиндрические поверхности нецентрирующие Поверхности отверстий ступиц для соединений с натягом Торцы ступиц зубчатых, червячных колес, базирующихся по торцу заплечиков валов, при отношении длины отверстия в ступице к его диаметру 0,7 0,7 Торцы ступиц зубчатых, червячных колес, по которым базируют подшипники качения класса точности 0 Свободные (нерабочие) торцовые поверхности зубчатых, червячных колес Рабочие поверхности зубьев зубчатых колес внешнего зацепления: с модулем 5 мм с модулем 5 мм Рабочие поверхности витков червяков: цилиндрических глобоидных Поверхности выступов зубьев колес, витков червяков, зубьев звездочек цепных передач Фаски и выточки на колесах Поверхности отверстий в крышках под резиновые манжеты Рабочая поверхность шкивов ременных передач Рабочая поверхность зубьев звездочек цепных передач Поверхности отверстий под болты, винты, шпильки Опорные поверхности под головки болтов,винтов, гаек 158 1,6 3,2 0,32 6,3 3,2 6,3 1,6 3,2 1,6 0,8 0,8 0,4 3,2 1,6 0,8 1,6 0,8 3,2 1,6 1,6 3,2 1,6 6,3 1,25 2,5 0,63 1,25 6,3 6,3 1,6 2,5 3,2 12,5 6,3 Определяем коэффициенты снижения предела выносливости ; Определим амплитуду напряжений и среднее напряжение цикла (симметричный цикл) ( отнулевой цикл для нереверсивных валов) Суммарное число циклов нагружения Коэффициент режима работы (см.блок нагружения на рис.7.2б.) Приведенное число циклов нагружения Коэффициент долговечности при m =6 для посадок с натягом Учитывая , принимаем . Приведенные амплитудные значения напряжений , ( Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям ): Коэффициент запаса прочности для сечения I-I Сопротивление усталости вала обеспечено в сечении I-I: Примечание. При оформлении раздела использованы источники [4,6,9,10,15,19,23] 159 14. ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ 14.1. Общие сведения. При проектировании редукторов подшипники качения не конструируют и не рассчитывают, а подбирают из числа стандартных (табл.П.12.6…П.12.13). по условным формулам. Методика подбора стандартных подшипников также стандартизована. При этом принимаются во внимание только две следующие основные причины потери работоспособности подшипников: остаточные деформации на беговых дорожках в виде лунок и вмятин у тяжело нагруженных тихоходных подшипников и усталостное выкрашивание у подшипников после длительного времени их работы в нормальных условиях. Различают подбор подшипников: по статической грузоподъемности для предупреждения остаточных деформаций, если они воспринимаю внешнюю нагрузку в неподвижном состоянии или при медленном вращении (n ); по динамической грузоподъемности ( с возможностью расчета ресурса при требуемой надежности) для предупреждения усталостного разрушения (выкрашивания), если подшипники работают при n . При условно принимают . Условие подбора подшипников Паспортная, базовая динамическая расчетная грузоподъемность (радиальная или осевая ) - эта такая постоянная нагрузка, которую подшипник качения может выдержать в течение 1 млн. оборотов без проявления признаков усталости не менее чем у 90% из определенного числа подшипников, подвергающихся испытаниям. При этом под нагрузкой понимают радиальную для радиальных и радиально-упорных подшипников (с невращающимися наружным кольцом), осевую для упорных и упорно-радиальных ( при вращении одного из колец). Динамическая грузоподъемность и ресурс связаны эмпирической зависимостью или , (14.1) где - ресурс (долговечность); - эквивалентная динамическая нагрузка ( - радиальная или осевая , при переменном режиме нагружения или соответственно); - коэффициент, корректирующей ресурс в зависимости от надежности (табл.14.1) ; - обобщенный коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от совместного влияния качества материалов и условий эксплуатации (табл.14.2); - показатель степени: для шариковых и для роликовых подшипников. 160 Таблица 14.1.Значения коэффициента надежности 90 95 Вероятность безотказной работы Обозначение ресурса 1 0,62 Коэффициент надежности С учетом изложенного радиальной грузоподъемности подшипников будет иметь вид 96 97 98 99 0,53 0,44 0,33 0,21 условие подбора по динамической для радиальных, радиально-упорных (14.2) , здесь - определяется для каждой опоры вала в зависимости от типа и условий нагружения подшипника ( Н ) ; - требуемая динамическая радиальная грузоподъемность ( Н ) ; , где - требуемый ресурс при необходимой вероятности безотказной работы подшипника соответственно в млн.об. и в ч. , - частота вращения кольца, как правило, частота вращения i- го вала ( ). Вместо дополнительного индекса в буквенных обозначениях ресурса ( здесь и далее по тексту) записывают цифру , где вероятность безотказной работы (надежность при определении ресурса). Так при 90 %-ной надежности, при 95%-ой , при 97% -ной .(табл.14.1) , Таблица 14.2.Значения обобщенного коэффициента Тип подшипников Для шарикоподшипников ( кроме сферических) Для роликоподшипников конических Для роликоподшипников цилиндрических,шарикоподшипников сферических двухрядных Для роликоподшипников радиальных двухрядных сферических подшипников 0,7…0,8 0,6…0,7 0,5…0,6 0,3…0,4 При постоянных нагрузке (вращающем моменте на валу и частоте вращения ( ) для указанных выше подшипников при , ) (14.3) где - коэффициент осевого нагружения ( приводится в каталоге для каждого типоразмера подшипника) , - угол контакта, ; - коэффициент динамичности нагрузки ( табл.14.3); 161 - температурный коэффициент, зависит от рабочей температуры ( ) подшипника ( при коэффициент ); - радиальная нагрузка на подшипник (радиальная реакция опоры) ; - коэффициент вращения ( при вращении внутреннего кольца относительно вектора нагрузки, при вращении наружного кольца относительно вектора нагрузки в радиальных и радиально-упорных подшипниках); - коэффициент радиальной нагрузки, учитывает благоприятное влияние осевой силы на распределение нагрузки по телам качения; - коэффициент осевой нагрузки ( коэффициент приведения осевой нагрузки к эквивалентной по воздействию радиальной нагрузке) ; - осевая расчетная нагрузка на подшипник. Характер нагрузки Спокойная нагрузка без толчков 1,0 Легкие толчки; кратковременные перегрузки до 125% номинальной нагрузки 1,0-1,2 Умеренные толчки; вибрационная нагрузка; кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки 1,3-1,5 То же, в условиях повышенной надежности 1,5-1,8 Нагрузки со значительными толчками и вибрациями; кратковременные перегрузки до 1,8-2,5 250% номинальной нагрузки. Нагрузка с сильными ударами; Кратковременные перегрузки до 300% номинальной нагрузки 2,5-3,0 Таблица 14.3 Область применения Маломощные кинематические редукторы и приводы.Механизмы ручных кранов, блоков.Тали, кошки, ручные лебедки. Приводы управления. Прецизионные зубчатые передачи.Металлорежущие станки (кроме строгальных, долбежных и шлифовальных). Гироскопы.Механизмы подъема кранов. Электротали и монорельсовые тележки. Лебедки с механическим приводом. Легкие вентиляторы и воздуходувки. Зубчатые передачи. Редукторы всех типов. Механизмы передвижения крановых тележек и поворота кранов. Буксы рельсового подвижного состава. Механизмы изменения вылета стрелы кранов. Шпиндели шлифованных станков. Электрошпиндели. Центрифуги и сепараторы. Буксы и тяговые двигатели электровозов. Механизмы и ходовые колеса кранов и дорожных машин. Строгальные и долбежные станки. Мощные электрические машины. Зубчатые передачи. Дробилки и копры. Кривошипно-шатунные механизмы. Валки прокатных станов. Мощные вентиляторы. Тяжелые ковочные машины. Лесопильные рамы. Рабочие роликовые конвейеры крупносортных станов, блюмингов и слябингов. Холодильное оборудование. 162 Для радиальных шарикоподшипников , где – действующая на вал внешняя осевая нагрузка, например, осевая сила в зубчатом зацеплении (если это единственная осевая сила).Силу воспринимает тот подшипник, который ограничивает перемещение вала под действием этой силы. нагрузки Рис.14.1.Значение коэффициента минимальной осевой для шариковых радиально-упорных подшипников с углом контакта Для радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников осевая нагрузка определяется с учетом действия силы и осевых составляющих от радиальных нагрузок на подшипник- . Таблица 14.4 Тип подшипни ка Радиальный Коэффициент осевого нагружения Подшипник однорядный Подшипник двухрядный 0 0,56 1,0 0 0,56 12 0,45 1,0 0,74 15 0,44 1,0 0,72 18 0,57 0,43 1,0 1,0 1,09 0,70 1,63 25 0,68 0,41 0,87 1,0 0,92 0,67 1,41 26 36 0,95 0,37 0,66 1,0 0,66 0,60 1,07 40 1,14 0,35 0,57 1,0 0,55 0,57 0,93 Примечание .1. Для однорядных подшипников при принимают ; . 2. В приведенных в таблице формулах -статическая грузоподъемность подшипника; для двухрядных подшипников - статическая грузоподъемность одного ряда. Для контакта шариковых , радиальных-упорных подшипников с углом , где - коэффициент минимальной осевой 163 нагрузки, определяемый по графику на рис.14.1. Для шариковых радиально-упорных подшипников с углом контакта , т.е.принимают . Значение коэффициента определяется по табл.14.4. По приведенным в таблице формулам, с использованием коэффициента (см.табл.14.5) ,определяется для шариковых радиальноупорных подшипников с углом контакта . Для конических роликовых радиально-упорных подшипников , т.е. принимают . Коэффициент осевого нагружения - это предельное значение отношения , определяющего значения коэффициентов и Таблица 14.5. 0,10 0,11 0,12 0,13 0,14 0,15 0,16 0,17 16,4 16,1 15,9 15,6 15,4 15,2 14,9 14,7 0,18 0,19 0,20 0,21 0,22 0,23 0,24 0,25 14,4 14,2 14,0 13,7 13,5 13,2 13,0 12,8 0,26 0,27 0,28 0,29 0,30 0,31 0,32 0,33 12,5 12,3 12,1 11,8 11,6 11,4 11,2 10,9 Примечание. Здесь - диаметр шарика, -угол контакта ( для радиальных шарикоподшипников =0), - диаметр окружности расположения центров шариков, . Осевая составляющая представляет собой минимальную осевую силу ( ) , которая должна действовать на радиально-упорный подшипник при заданной радиальной силе. Для нормальной работы радиально-упорных подшипников в каждой опоре осевая сила, нагружающая подшипник, должна быть не менее минимальной, т.е. и (иначе кольца раздвинуться). Схема «враспор» Рис.14.2. К определению осевых расчетных нагрузок на подшипнике ( 164 и ) Для определения осевых расчетных нагрузок на подшипники ( , ) рассматривают алгеброическую сумму всех осевых сил, действующих на подшипники.(см.рис.14.2). При этом со знаком (+) берутся силы, уменьшающие зазор в подшипнике, а со знаком ( ) - его увеличивающие , . Далее руководствуются правилом: если эта сумма меньше или равна нулю, то осевая нагрузка на этот подшипник равна осевой оставляющей от его радиальной нагрузки ( для рассматриваемого случая ). Если эта сумма больше нуля, то осевая нагрузка на этот подшипник равна алгеброической сумме внешних осевых сил и осевой состаляющей радиальной нагрузки противоположенного подшипника, т.е. . Параметр для подшипников шариковых радиальных однорядных и радиально-упорных шарико- и роликоподшипников определяет ту минимальную осевую силу, которая начинает сказываться на долговечности подшипника. Так при динамическая эквивалентная нагрузка определяется по формуле (14.4) , а при , , приведенная выше зависимость приобретает следующий вид (14.5) Для радиальных роликоподшипников с короткими цилиндрическими роликами (14.6) . Для шариковых и роликовых упорных подшипников (14.7) При переменной нагрузке и переменных частотах вращения ( , ) эквивалентная динамическая нагрузка определяется: для радиальных и радиально-упорных подшипников (14.8) , для упорных и упорно-радиальных подшипников (14.9) , где - коэффициент режима нагружения (коэффициент приведения нагрузки) , (14.10) здесь - наибольшая постоянная из длительно действующих нагрузок на подшипник; 165 и - соответственно нагрузка и число млн. оборотов кольца подшипника на i -ой ступени блока нагружения; - число млн.оборотов кольца подшипника за время одного блока нагружения. Следует учесть, что , где и – время работы и частота вращения кольца подшипника на i-ой ступени блока нагружения. При , на всех ступенях блока нагружения (14.11) , где - время блока нагружения. Если , то ,где - коэффициент режима работы. Для последнего режима нагружения с учетом выражения по известным максимальным радиальным нагрузкам на подшипники (радиальным реакциям опор) , , и осевой внешней нагрузки на подшипник (соответствующим максимальному из длительно действующих моментов ) находят эквивалентные нагрузки : , , , по которым ведут подбор подшипников качения как при постоянной нагрузке. Затем определяя расчетный скорректированный ресурс для принятого типоразмера подшипников (14.12) Условие подбора подшипников по ресурсу , где требуемый ресурс. Формулы справедливы, если (или ), а также при переменных нагрузках (или ) не превышают или . В ином случае возможно неусталостное разрушение. Предельная быстроходность подшипника ограничивается указанной в каталоге предельной частотой вращения. 14.2. Пример проверки пригодности конических роликовых и шариковых радиальных однорядных подшипников для опор тихоходного вала редуктора с цилиндрическими зубчатыми колесами. Исходные данные Проверить пригодность подшипников для опор тихоходного вала редуктора привода ленточного конвейера, работающего на переменных нагрузочных режимах, определяемых блоком нагружения (рис.7.2.) 166 Частота вращения вала . Требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%; Диаметр посадочных поверхностей вала d =50 мм. Максимальные длительно действующие силы (соответствующие максимальному из длительно действующих вращающему моменту и с учетом консольных сил, воспринимаемых свободным концом вала) : , ( - максимальные радиальные нагрузки на подшипники, радиальные реакции опор; - максимальная внешняя осевая сила, действующая на вал, для рассматриваемого примера , где - осевая сила в зацеплении). Возможны кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников- обычные. Ожидаемая температура работы . Предварительно выбраны конические роликовые подшипники легкой серии – 7210. Для выбранных подшипников , е = 0,37, = 1,6 . Схема установки подшипников- враспор. Опоры А и В являются шарнирно-неподвижными, первая – воспринимает внешнюю осевую силу (рис.14.2). Решение. 1.Для нагрузочных режимов, заданных блоком нагружения ( , ), определим коэффициент режима нагружения (коэффициент приведения нагрузки) Вычисляем приведенные нагрузки , , , по которым ведем подбор подшипников качения как при постоянной нагрузке. 2.Определим осевые составляющие ( ) от действующих на подшипник приведенных радиальных нагрузок и осевые расчетные нагрузки на подшипники ( ).Схема действующих на вал и подшипники сил представлена на рис. 14.2. = 0,83 0,37 3197 = 982 Н. = 0,83 0,37 3949 = 1213 Н. , 167 3. Отношение что больше (V=1 при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры А: ( для конических роликовых подшипников); Отношение что .Тогда для опоры B: 4.Эквивалентные динамические подшипников при = 1,3 и ( меньше . радиальные нагрузки ) в опорах А и В: для 5.Для подшипника более нагруженной опоры В вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника при (вероятность безотказной работы 90%, (обычные условия применения) и (роликовый подшипник) Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника меньше базовой динамической грузоподъемности: (27579 52900). Имея значительный запас по динамической грузоподъемности конические подшипники легкой серии -7210 пригодны для использования в качестве опор тихоходного вала редуктора. 6. Для подшипника более нагруженной опоры В вычисляем расчетный скорректированный ресурс ( ) при вероятности безотказной работы 90 % и сравниваем его с требуемым = Требуемый ресурс меньше расчетного скорректированного: (14000 . Подшипники легкой серии -7210 с необоснованно большим запасом по ресурсу пригодны для использования в качестве опор тихоходного вала редуктора, что согласуется с содержанием пункта 5 решения. 168 7.Проверка выполнения условия Максимальная эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипника опоры В: =7113 H. Условие выполнено: 7113 0,5 52900 = 26450 Н. Вывод. Выполненные расчеты по проверке пригодности роликовых конических радиально-упорных подшипников качения ( типоразмера 7210) для опор тихоходного вала редуктора позволяют получить результаты в виде записанных в общем виде неравенств: (требуемая динамическая грузоподъемность меньше базовой); (требуемый ресурс меньше расчетного скорректированного); ( максимальная эквивалентная динамическая радиальная нагрузка меньше половины базовой динамической грузоподъемности ). Выполнение приведенных выше неравенств указывает на пригодность выбранных подшипников для опор тихоходного вала при их надежности выше 90 % (при наличии необоснованно больших запасов по рассчитываемым параметрам). Поэтому решение задачи следует продолжить по пунктам 1-7 принимая во внимание следующие технические предложения: изменить серию подшипников; уменьшить диаметры вала под подшипник; выбрать другой тип подшипников; увеличить требуемый ресурс. Продолжение решения (для другого типа подшипников). Исходные данные в основном совпадают с приведенным выше. Отличия касаются следующего: конические роликовые подшипники легкой серии (7210) заменены шариковыми радиальными однорядными подшипниками легкой серии 210 (ГОСТ 8338-75). Для выбранных подшипников , , d= 50 мм, D=90 мм, . Схема установки подшипников – враспор. Опора А является шарнирно-неподвижной, опора В – шарнирноподвижной, первая - воспринимает внешнюю приведенную осевую силу (т.е. , см.рис.14.2). Выполним расчеты по пунктам 1-7. 1.Коэффициент режима нагружения остается без изменения: . Поэтому приведенные нагрузки , , , по ним ведем подбор подшипников качения как при постоянной нагрузке. 2. Максимальные осевые расчетные нагрузки на подшипники определяются из условия равновесия вала: . 169 Дальнейший расчет выполним для обоих подшипников,т.к. в приводимом решении из соотношения радиальных и осевых сил нельзя заранее с уверенностью сказать, какая опора более нагружена. 3. Отношение где . В соответствии с табл.14.5. имеем Согласно табл.14.4. коэффициент осевого нагружения для подшипника опоры А Отношение , что меньше ( =1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем ( см. табл.14.4) для подшипников опор А и В: X=1; Y=0. 4.Эквивалентные динамические радиальные нагрузки для подшипников опор А и В (при ): ; . 5.Для подшипника более нагруженной опоры В вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность при =1, =0,7 и p =3. . Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника меньше базовой динамической грузоподъемности: . Шарикоподшипники легкой серии -210 пригодны для использования в качестве опор тихоходного вала редуктора. 6.Для подшипника более нагруженной опоры В вычисляем расчетный скорректированный ( ) при вероятности безотказной работы 90 % и сравниваем его с требуемым ресурсом ( ) = Требуемый ресурс меньше расчетного скорректированного: (14000 Подшипники легкой серии -210 пригодны для использования в качестве опор тихоходного вала редуктора. 7.Проверка выполнения условия . 170 С этой целью выполняем расчеты по пунктам 3-4 при максимальных значениях заданных сил переменного режима нагружения для подшипника более нагруженной опоры В. При этом очевидны следующие результаты: ; ; Y=0; X=1. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка Условие выполнено: . Вывод. Выполненные расчеты по проверке пригодности радиальных однорядных шарикоподшипников легкой серии (типоразмера 210) позволяют получить результаты в виде записанных в общем виде неравенств , , . Последнее указывает на пригодность выбранных подшипников для опор тихоходного вала редуктора при их надежности выше 90 % ( с незначительным запасом по рассчитываемым параметрам). Из двух типов подшипников качения, рассмотренных в качестве опор тихоходного вала, использование последних предпочтительнее. Примечание. При оформлении раздела использованы информационные источники [4,6,14,15,16,17]. Заключение На основании результатов, полученных при выполнении эскизного проекта, выполняется разработка технического проекта редуктора, предусмотренного заданием на выполнение курсового проекта. Технический проект выполняется с целью выявления окончательных решений, дающих полное представление о конструкции деталей и отдельных сборочных единиц редуктора, а также для оценки их соответствия требованиям технического задания, технологичности конструкций деталей и узлов, степени сложности их изготовления, удобства эксплуатации и т.п. В техническом проекте разрабатывается варианты конструкции зубчатой (червячной) передачи редуктора, элементов корпуса, подшипниковых узлов, валов. Здесь же проводятся расчеты, подтверждающие прочность и долговечность окончательно принятых конструкций валов, шпоночных соединений. В техническом проекте согласовываются габаритные, установочные и присоединительные размеры редуктора и привода в целом, решается ряд эксплуатационных вопросов, связанных смазыванием редукторной зубчатой (червячной) пары и подшипниковых узлов. В заключение этой стадии проектирования выполняется конструктивная компоновка редуктора (общий вид), которая является графическим продолжением и развитием выполненного на миллиметровой бумаге эскизного проекта. 171 ПРИЛОЖЕНИЯ Таблица П.7.1. Технические данные электродвигателей Типоразмер двигателя Номинальная мощность, Р,кВт Асинхронная частота вращения, n, мин-1 Тmax_ Tном Двигатели серии АИР (ГОСТ 183-74) Синхронная частота вращения 3000 мин-1 АИР71А2 АИР71В2 АИР80А2 АИР80В2 АИР90L2 АИР100S2 АИР100L2 АИР112M2 АИР132M2 АИР160S2 АИР160M2 АИР180S2 АИР180M2 0,75 1,1 1,5 2,2 3 4 5,5 7,5 11 15 18,5 22 30 2820 2805 2850 2850 2850 2850 2850 2895 2910 2910 2910 2919 2925 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,7 2,7 2,7 2,7 Синхронная частота вращения 1500 мин-1 АИР71А4 АИР71В4 АИР80А4 АИР80В4 АИР90L4 АИР100S4 АИР100L4 АИР112M4 АИР132S4 АИР132M4 АИР160S4 АИР160M4 АИР180S4 АИР180M4 0,55 0,75 1,1 1,5 2,2 3 4 5,5 7,5 11 15 18,5 22 30 1358 1350 1395 1395 1395 1410 1410 1432 1440 1448 1455 1455 1462 1470 172 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,9 2,9 2,4 2,7 Продолжение таблицы П.7.1. Типоразмер двигателя Номинальная мощность, Р,кВт Асинхронная частота вращения, n, мин-1 Тmax_ Tном Синхронная частота вращения 1000 мин-1 АИР71А6 АИР71В6 АИР80А6 АИР80В6 АИР90L6 АИР100L6 АИР112MА6 АИР112MВ6 АИР132S6 АИР132M6 АИР160S6 АИР160M6 АИР180M6 0,37 0,55 0,75 1,1 1,5 2,2 3 4 5,5 7,5 11 15 18,5 915 915 920 920 925 945 950 950 960 960 970 970 980 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,5 2,6 2,4 Синхронная частота вращения 750 мин-1 АИР132S8 АИР132M8 АИР160S8 АИР160M8 АИР180M8 4 5,5 7,5 11 15 716 712 728 728 732 2,2 2,2 2,4 2,4 2,2 Двигатели трехфазные асинхронные серии 4А (ГОСТ 19523-81) Синхронная частота вращения 3000 мин-1 4А71А2 4А71В2 4А80А2 4А80В2 4А90L2 4A100S2 4A100L2 4A112M2 4A132M2 0,75 1,1 1,5 2,2 3,0 4,0 5,5 7,5 11,0 2840 2810 2850 2850 2840 2880 2880 2900 2900 173 2,2 2,2 2,6 2,6 2,5 2,5 2,5 2,8 2,8 Продолжение таблицы П.7.1 Типоразмер двигателя Номинальная мощность, Р, кВт Асинхронная частота вращения, п, мин-1 Тmax Tном 4А71В4 4А80А4 4А80В4 4А90L4 4A100S4 4A100L4 4A112M4 4А132S4 4A132M2 Синхронная частота вращения 1500 мин-1 0,75 1390 1,1 1420 1,5 1415 2,2 1425 3,0 1435 4,0 1430 5,5 1445 7,5 1455 11,0 1460 2,2 2,2 2,2 2,4 2,4 2,4 2,2 3,0 3,0 4А80А6 4А80В6 4А90L6 4A100L6 4A112MА6 4A112MВ6 4А132S6 4A132M6 4А160S6 Синхронная частота вращения 1000 мин-1 0,75 950 1,1 920 1,5 935 2,2 950 3,0 955 4,0 950 5,5 965 7,5 970 11,0 975 2,2 2,2 2,2 2,2 2,5 2,5 2,5 2,5 2,0 4А90LA8 4А90LB8 4A100L8 4A112MА8 4A112MВ8 4А132S8 4A132M8 4А160S8 4А160M8 Синхронная частота вращения 750 мин-1 0,75 700 1,1 700 1,5 700 2,2 700 3,0 700 4,0 720 5,5 720 7,5 730 11,0 730 1,9 1,9 1,9 2,2 2,2 2,6 2,6 2,2 2,2 Двигатели крановые MTF011-6 MTF012-6 MTF111-6 MTF112-6 MTF211-6 MTF311-6 Синхронная частота вращения 1000 мин-1 1,4 885 2,2 890 3,5 895 5,0 930 7,5 930 11,0 945 174 - Таблица П.7.2.Технические данные трехфазных асинхронных электродвигателей новой единой серии RA типоразмер Масса, кг Асинхронная номинальная частота вращения КПД, % мощность Р кВт п, мин-1 Синхронная частота вращения 3000 мин-1 (два полюса) RA71A2 0,37 2800 71,0 2.3 2.4 5 RA71B2 RA80A2 RA80B2 RA90S2 RA90L2 RA100L2 RA112M2 RA132SA2 RAI32SB2 RA160MA2 RA160MB2 RA160L2 RA180M2 0.55 0,75 1,1 1,5 2.2 3,0 4,0 5,5 7,5 11.0 15 18,5 22,0 2850 2820 2800 283S 2820 2895 2895 2880 2890 2940 2940 2940 2940 74,0 74,0 77,0 79,0 82,0 83,0 84,0 85,0 87,0 87,5 90,0 90,0 90,5 2,3 2,5 2,6 2,9 2,9 2.4 2.2 2.4 2,5 2.0 2,0 2,0 2,1 2.4 2,7 2.8 3,0 3.4 2.6 3.3 3,0 3.2 3,3 3,2 3,2 3.5 6 9 11 13 15 20 41 43 49 112 116 133 147 Синхронная частота вращения 1500 мин-1 (четыре полюса) RA71A4 0,25 1325 62,0 1,7 1,0 5 RA71B4 RA80A4 RA80B4 RA90S4 RA90L4 RA100LA4 RA100LB4 RA112M4 RA132S4 RAI32M4 RA160M4 RA160L4 RA180M4 RA180L4 0.37 0,55 0,75 1.1 1,5 2,2 3.0 4,0 5,5 7,5 11,0 15,0 18,5 22,0 1375 1400 1400 1420 1420 1420 1420 1430 1450 1455 1460 1460 1460 1460 66,0 71,0 74,0 77,0 78,5 79,0 81,0 85,5 87,0 88.0 88,5 90,0 90,5 91,0 2.0 2.3 2.5 2.3 2,3 2,2 2,2 2,2 2,4 2,8 1.8 1.9 1.9 2,1 2.0 2.8 2,8 2.6 2,8 2,6 2,6 2.9 3,0 3.2 2,8 2,9 2,9 2,8 6 8 10 13,5 15,5 22 24 37 45 52 ПО 129 149 157 175 Продолжение табл. П.7. 2 Типоразмер Номинальная мощность, Р, кВт Асинхронная частота вращения, n, мин-1 Синхронная частота вращения 1000 Масса, кг КПД % мин-1 (шесть полюсов) RA71A6 0,18 835 48,0 2.0 2.0 6 RA71B6 RA80A6 RA80B6 RA90S6 RA90L6 RA100L6 RA112M6 RA132S6 RA132MA6 RA132MD6 RA160M6 RA160L6 RA180L6 RA200LA6 RA200LB6 0,25 0.37 0.55 0,75 1,1 1,5 2,2 3,0 4,0 5,5 7,5 11.0 15,0 18,5 22,0 860 910 915 935 925 925 960 960 960 950 970 970 970 970 970 56,0 62,0 63,0 70,0 72,0 76,0 78,0 83,0 84,0 83,0 87,0 88,5 89,0 87,0 87,5 2.0 2,0 2,0 2,2 2,2 2,0 1,9 2,2 2,2 2,2 2,0 2,2 2,3 1,8 2.0 2,0 2,5 2,5 2,5 3,0 2,1 2,5 2,6 2,6 2,5 2,8 2,9 3,0 2,7 2,5 6 8 10 13 15 22 36 41 50 56 110 133 155 182 202 Синхронная частота вращения 750 мин-1 (восемь полюсов) RA112M8 1,5 700 73,0 1,7 2.1 42 RA132S8 RA132M8 RA160MA8 RA160MB8 RA160L8 RA180L8 RA200L8 RA22SS8 RA225M8 2,2 3.0 4,0 5,5 7,5 11,0 15.0 18,5 22,0 720 715 730 730 730 730 730 730 730 81,0 81,0 84,0 84,0 85,0 87,0 88,0 88,5 89,5 1,7 1,8 1,8 1.8 1,8 1.8 2,0 1,8 1,8 2.1 2,4 2,2 2,2 2,4 2,4 2.5 2,8 2.8 65 73 107 112 131 145 202 250 290 176 Таблица П.7.3. Габаритные, установочные и присоединительные размеры двигателей серии АИР исполнения М2081 (М2082) Типоразмер двигателя АИР71А АИР71В АИР80А Число полю -сов 2,4,6 АИР80В Габаритные размеры, мм l30 h31 d24 272,5 296,5 188 320,5 204,5 l1 l10 l31 40 90 45 Установочные и присоединительные размеры, мм d1 d10 d20 d22 d25 (l17/b16) 19 (7/10) 200 165 50 100 50 12 b10 h 112 71 125 80 130 22 (10/12) АИР90 337 АИР100S 360 АИР100L АИР112М АИРХП2М АИРХП2МА 224,5 250 125 246,5 250 60 285 300 80 56 24 63 28 70 32 215 15 180 140 90 (12/14) 215 15 180 160 100 12 265 15 230 190 112 112 391 2,4 6 8 140 435 Для двигателей с числом пар полюсов 2p = 4 Примечания. 1. В скобках указана масса АД со щитами из чугуна. 2. В числителе указана масса АД со станиной и щитами из чугуна, в знаменателе – с алюминиевой станиной и чугунными щитами. 177 Масса, кг 9,1(12)* 9,9(13,3)* 12,5(14,4) * 14,4(16,3) * 19,3(21,8) * 23,8(24,4) * 29,8(34,9) * 51,5/44 45,5/38 46,3/85 Таблица П.7.4 .Основные габаритные, установочные и присоединительные размеры электродвигателей серии 4А исполнений IM 1081 и IM3081 Тип Число двигателя полюсов 4А71А,В 170 4А80А 186 4А80В 4А90L 208 2,4,6,8 4А100S 235 4А100L 4А112М 260 4А132S 302 4А132М 4А160S 2 358 4,6,8 4А160М 2 4,6,8 4А180S 2 410 4,6,8 4А180М 2 4,6,8 40 60 80 285 300 320 350 362 392 19 22 6 6 90 100 45 50 24 28 8 7 125 112 140 56 63 452 32 38 10 480 530 110 624 667 662 702 8 7 10 112 125 71 80 9 10 201 218 3,5 10 165 12 200 130 90 100 11 12 243 263 4 12 14 215 15 250 180 12 140 160 190 216 112 132 13 310 350 16 18 265 300 19 300 350 230 250 254 160 18 430 15 279 180 20 470 18 400 300 70 89 5 178 42 48 42 48 48 55 48 55 12 14 12 14 14 16 14 16 108 9 8 9 9 10 9 10 15 210 203 121 241 178 350 Таблица П..7.5. Габаритные, установочные и присоединительные размеры двигателей серии RA исполнений IM l081 и IМ2081 Исполнение Тип двига- Число теля полюсов IM1081, IM208I d1 l1 l30 b1 h1 RA7IAB 19 RA80A RA80B 2,4,6 RA90L RA100S RA100L RA112M 2,4,6,8. RA132S 4.6,8 RA132M 2,4,6,8 2 RA160S 4.6,8 2 RA160M 4.6,8 2 RA180S 4 297 6 22 50 321 24 337 360 8 28 60 391 32 435 80 460 10 38 498 42 12 630 48 14 42 12 660 48 14 48 110 14 630 55 16 RA180M 2 48 4.6.8 55 40 273 680 d30 170 14 16 IM1081 и IM1081 IM208I IM208I l10 l21 d10 b10 h h10 h31 l20 l21 90 46 7 112 71 9 188 6 7 8 12 3,5 190 100 50 210 125 112 240 125 80 10 205 56 140 90 11 225 63 160 100 247 246 140 70 12 190 112 285 288 89 216 132 13 325 10 d20 d22 d24 d25 10 165 12 4 14 334 215 16 205 300 108 254 160 15 M12 250 180 300 230 18 178 9 8 9 9 1 0 9 1 0 200 130 Ml0 18 385 19 350 250 15 210 5 15 203 375 121 279 180 20 448 18 350 M16 400 300 241 П р и м е ч а н и я . I. Фланцы изготовляют с отверстиями d22 гладкими (числитель) или резьбовыми (знаменатель). 2. Выступающие концы валов двигателей изготовляют следующих исполнений: цилиндрические со шпонкой; цилиндрические без шпонки с резьбовым концом; цилиндрические со шпонкой с резьбовым концом; конические без шпонки с резьбовым концом; конические со шпонкой с резьбовым концом; конические со шпонкой и внутренней резьбой. 179 Таблица П.7.6. Рекомендуемые значения передаточных чисел Закрытые зубчатые передачи (редукторы) одноступенчатые цилиндрические и конические (СТ СЭВ 221-75): 1-й ряд – 2,0; 2,5 ; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 2-й ряд – 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1. Значения 1-го ряда следует предпочитать значениям 2-го ряда. Закрытые червячные передачи (редукторы) одноступенчатые для червяка с числом витков =1;2;4 (ГОСТ 2144-75): 1-й ряд – 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 2-й ряд – 11,2; 14; 18; 22,4; 28; 35,5. Значения 1-го ряда следует предпочитать значениям 2-го ряда. Открытые зубчатые передачи: 3…7. Цепные передачи: 1,5…5. Ременные передачи (все типы): 2…4. Таблица П.7.7. Значения кпд отдельных звеньев кинематической цепи привода (с учетом потерь в подшипниках) Тип передачи η Зубчатая (с опорами, закрытая): цилиндрическая коническая Червячная (закрытая) при передаточном числе: св.30 св. 14 до 30 св. 8 до 14 Ременная (все типы) Цепная Муфта соединительная Подшипники качения (одна пара) . 180 0,96 … 0,98 0,95 … 0,97 0,70 … 0,80 0,75 … 0,85 0,80 … 0,90 0,94 … 0,96 0,92 … 0,95 0,98 0,99 Таблица П.12.1. Концы валов конические (из ГОСТ 12081-72), мм. Тип 1 Номинальный l1 диаметр, d 20 50 22 25 60 28 32 36 80 Тип 2 l2 36 42 58 40 45 50 110 82 56 63 71 dср 18,2 20,2 22,9 25,9 29,1 33,1 35,9 40,9 45,9 51,9 140 105 57,75 65,75 b h t1 t2 d1 d2 l3 l4 4 4 2,5 1,8 М12х1,25 М6 9 11,3 5 5 3,0 2,3 М16х1,5 М8 14 15,7 М10 17 19,0 М12 20 22,3 М12 М16 М16 20 26 26 22,3 28,5 28,5 М20 32 35,0 М20 М24 32 36 35,0 39,3 6 6 10 12 12 8 8 8 3,5 5,0 2,8 М20х1,5 3,3 М24х2 М30х2 МЗ6х3 14 9 5,5 3,8 МЗ6х3 16 18 10 11 6,0 7,0 4,3 4,4 М42х3 М48х3 80 73,5 20 12 7,5 4,9 М56х4 170 130 М30 44 47,9 90 83,5 22 14 9,0 5,4 М64х4 Примечания. 1. Размеры l 1 и l 2 приведены для исполнения 1 — длинные конические концы валов. 2. На концах валов типа 1 должны быть гайки по ГОСТ 5915—70 или ГОСТ 5916—70 и стопорные шайбы — по ГОСТ 13465—77. 181 Таблица П.12.2. Концы валов цилиндрические (из ГОСТ 12080-66), мм. l Исполнение d 1 2 20, 22 25, 28 50 36 60 42 32, 36 40, 45 80 110 58 l r Исполнение d 1,0 110 -140 82 105 2,5 2,0 170- 210 130165 3,0 2,5 80, 90 1,6 100, 110 c 2 60, 70 2,0 r 1 50, 55 1,6 82 с Примечания: 1. Исполнения концов валов: 1 — длинные; 2 — короткие. 2. Поля допусков диаметра d: при d до 30 мм — j6, св. 30 до 50 мм — k6, св. 50 мм — m6. Таблица П.12.3. Нормальные линейные размеры, мм (из ГОСТ 6636-69) 10 20 35* 56 90 11 21 36 60 95 12 22 38 63 100 13 24 40 65* 105 14 25 42 67 110 15 26 45 70* 120 16 28 48 71 125 17 30 50 75 130 18 32 53 80 140 19 34 55* 85 150 Примечание: Размеры со звездочкой следует применять только для посадочных мест подшипников качения. 182 Таблица П.12.4. Высота ( подшипника и размер f фаски, мм заплечика, координата d 17-22 24-30 32-38 40-44 45-50 52-58 60-65 67-75 80-85 90-95 3 3,5 3,5 3,5 4 4,5 4,6 5,1 5,6 5,6 1,5 1,8 2,0 2,3 2,3 2.5 2,7 2,7 2,7 2.9 фаски r f 1,5 2 2,5 2.5 3 3 3.5 3.5 3.5 4 1 1 1,2 1.2 1.6 2 2 2.5 2.5 3 Таблица П.12.5. Предварительный выбор подшипников Передача Цилиндрическая вал Тип подшипников Б Радиальные шариковые однорядные при 200 мм При Т Червячная Б Т - Схема установки Средняя (легкая) ---- Легкая (средняя) Для типа 7000 радиальные шариковые однорядные При легкая Враспор средняя С одной фиксирующей опорой - роликовые конические типа 7000 Радиально-упорные шариковые типа 46000; роликовые конические типа 27000; радиальные шариковые однорядные при 160 мм Конические роликовые типа 7000 или радиальноупорные шариковые типа 36000 при 160 мм Роликовые конические типа 7000 С одной фиксирующей опорой Для типа 7000; Для типа 27000; Для типа 36000 Для типа 46000 Легкая 183 Враспор Условные обозначения Б-быстроходный вал; Т- тихоходный вал Таблица П.12.6. Подшипники шариковые радиальные однорядные (из ГОСТ 8338—75) Обозна чение d Размеры, мм D В r Dw Грузоподъемность, кН Обозна чение d Сr Сor Размеры, мм D В r Dw Грузоподъемность, кН Сr Сor Серия диаметров 2 Серия диаметров 3 204 20 47 14 1,5 7,938 12,7 6,2 304 20 52 15 2 9,525 15,9 205 25 52 15 1,5 7,938 14,0 6,95 305 25 62 17 2 11,509 22,5 206 30 62 16 1,5 9,525 19,5 10,0 306 30 72 19 2 12,303 28,1 207 35 72 17 2 11,112 25,5 13,7 307 35 80 21 2,5 14,288 33,2 208 40 80 18 2 12,700 32,0 17,8 308 40 90 23 2,5 15,081 41,0 209 45 85 19 2 12,700 33,2 18,6 309 45 100 25 2,5 17,462 52,7 210 50 90 20 2 12,700 35,1 19,8 310 50 110 27 3 19,050 61,8 211 55 100 21 2,5 14,288 43,6 25,0 311 55 120 29 3 20,638 71,5 212 60 110 22 2,5 15,875 52,0 31,0 312 60 130 31 3,5 22,225 81,9 213 65 120 23 2,5 16,669 56,0 34,0 313 65 140 33 3,5 23,812 92,3 214 70 125 24 2,5 17,462 61,8 37,5 314 70 150 35 3,5 25,400 104,0 215 75 130 25 2,5 17,462 66,3 41,0 315 75 160 37 3,5 26,988 112,0 216 80 140 26 3 19,050 70,2 45,0 316 80 170 39 3,5 28,575 124,0 Примечание: Пример обозначения подшипника 209: «Подшипник 209 ГОСТ 8338-75» 184 7,8 11,4 14,6 18,0 22,4 30,0 36,0 41,5 48,0 56,0 63,0 72,5 80,0 Таблица П.12.7. Подшипники шариковые радиальные однорядные канавкой под упорное пружинное кольцо (из ГОСТ 2893—82) Примечания: 1. r1=0,5—0,8 мм 2. Значения D, B, r, Dw, Cr, C0r следует принимать по табл. 24.10 для соответствующего размера подшипников. Серия диаметров 2 Размеры, Серия диаметров 3 мм Обозначение d D1 D2 а 50204 50205 50206 50207 50208 50209 50210 50211 50212 50213 50214 50215 50216 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 44,6 49,7 59,6 68,8 76,8 81,8 86,8 96,8 106,8 115,2 120,2 125,2 135,2 52,7 57,9 67,7 78,6 86,6 91,6 96,5 106,5 116,6 129,7 134,7 139,7 148,7 2,46 2,46 3,28 3,28 3,28 3,28 3,28 3,28 3,28 4,06 4,06 4,06 4,90 Размеры, мм с Обозначение d D1 D2 а с 1,4 1,4 1,9 1,9 1,9 1,9 2,7 2,7 2,7 3,1 3,1 3,1 3,1 50304 50305 50306 50307 50308 50309 50310 50311 50312 50313 50314 50315 50316 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 49,7 59,6 68,8 76,8 86,8 96,8 106,8 115,2 125,2 135,2 145,2 155,2 163,6 57,9 67,7 78,6 86,6 96,5 106,5 116,6 129,7 139,7 149,7 159,7 169,7 182,9 2,46 3,28 3,28 3,28 3,28 3,28 3,28 4,06 4,06 4,9 4,9 4,9 5,7 1,4 1,9 1,9 1,9 2,7 2,7 2,7 3,1 3,1 3,1 3,1 3,1 3,5 185 Таблица П.12.8. Подшипники шариковые радиальные сферические двурядные (из ГОСТ 28428—90) Обо значе ние d Размеры, мм D В r Грузоподъемность, кН Сr C0r Расчетные параметры е X У X Y Y0 Серия диаметров 2 1204 1205 1206 1207 1208 1209 1210 1211 1212 1213 1214 1215 1216 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 47 52 62 72 80 85 90 100 110 120 125 130 140 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 1,5 10,0 3,45 1,5 12,2 4,4 1,5 15,6 6,2 2 16,0 6,95 2 19,3 8,8 2 22,0 10,0 2 22,8 11,0 2,5 27,0 13,7 2,5 30,0 16,0 2,5 31,0 17,3 2,5 34,5 19,0 2,5 39,0 21,6 3,0 40,0 23,6 Серия диаметров 3 0,27 0,27 0,24 0,23 0,22 0,21 0,21 0,2 0,19 0,17 0,18 0,18 0,16 1 1 2,31 2,32 2,58 2,74 2,87 2,97 3,13 3,2 3,4 3,7 3,5 3,6 3,9 3,57 3,6 3,99 4,24 4,44 0,65 4,6 4,85 5,0 5,27 5,73 5,43 5,57 6,10 0,65 1304 20 52 15 2 12,5 4,4 0,29 2,17 3,35 1305 25 62 17 2 18,0 6,7 0,28 2,26 3,49 1306 30 72 19 2 21,2 8,5 0,26 2,46 3,80 1307 35 80 21 2,5 25,0 10,6 0,25 2,57 3,98 1308 40 90 23 2,5 29,0 12,9 0,23 2,61 4,05 1309 45 100 25 2,5 38,0 17,0 0,25. 1 2,54 0,65 3,93 1310 50 110 27 3 41,5 19,3 0,24 2,68 4,14 1311 55 120 29 3 51,0 24,0 0,23 2,70 4,17 1312 60 130 31 3,5 57,0 28,0 0,23 2,80 4,33 1313 65 140 33 3,5 62,0 31,0 0,23 2,79 4,31 1314 70 150 35 3,5 75,0 37,5 0,22 2,81 4,35 1315 75 160 37 3,5 80,0 40,5 0,22 2,84 4,39 1316 80 170 39 3,5 88,0 45,0 0,22 2,92 4,52 Примечания: 1. Коэффициент статической радиальной нагрузки Х0 = 1. 2. Пример обозначения подшипника 1210: «Подшипник 1210 ГОСТ 28428-90» 186 2,42 2,44 2,7 2,87 3,01 3,11 3,28 3,39 3,57 3,88 3,68 3,77 4,13 2,27 2,36 2,58 2,69 2,74 2,66 2,80 2,82 2,93 2,92 2,95 2,97 3,06 Таблица П.12.9. Подшипники роликовые с короткими цилиндрическими роликами (из ГОСТ 8328—75) Обозначение Размеры, мм d D В r Грузоподъемность кН r1 s* Cr C0r Серия диаметров 2 2204 2205 2206 2207 2208 2209 2210 2211 2212 2213 2214 2215 2216 32204 32205 32206 32207 32208 32209 32210 32211 32212 32213 32214 32215 32216 42204 42205 42206 42207 42208 42209 42210 42211 42212 42213 42214 42215 42216 20 47 14 25 52 15 30 62 16 35 72 17 40 80 18 45 85 19 50 90 20 55 100 21 60 110 22 65 120 23 70 125 24 75 130 25 80 140 26 Серия диаметров 3 1,5 1,5 1,5 2 2 2 2 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 3,0 1 1 1 1 2 2 2 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 3,0 1,0 1,1 1,0 1,1 1,3 1,2 1,2 1,6 1,4 1,3 1,2 1,2 0,8 14,7 16,8 22,4 31,9 41,8 44,0 45,7 56,1 64,4 76,5 79,2 91,3 106,0 7,35 8,8 12,0 17,6 24,0 25,5 27,5 34,0 43,0 51,0 51,0 63,0 68,0 2304 32304 42304 20 52 15 2 1 1,0 20,5 10,4 2305 32305 42305 25 62 17 2 2 1,3 28,6 15,0 2306 32306 42306 30 72 19 2 2 1,3 36,9 20,0 2307 32307 42307 35 80 21 2,5 2 1,3 44,6 27,0 2308 32308 42308 40 90 23 2,5 2,5 1,1 56,1 32,5 2309 32309 42309 45 100 25 2,5 2,5 1,1 72,1 41,5 2310 32310 42310 50 110 27 3 3 1,6 88,0 52,0 2311 32311 42311 55 120 29 3 3 1,7 102,0 67,0 2312 32312 42312 60 130 31 3,5 3,5 2,4 123,0 76,5 2313 32313 42313 65 140 33 3,5 3,5 2,5 138,0 85,0 2314 32314 42314 70 150 35 3,5 3,5 2,3 151,0 102,0 2315 32315 42315 75 160 37 3,5 3,5 2,4 183,0 125,0 2316 32316 42316 80 170 39 3,5 3,5 2,3 190,0 125,0 Примечания: 1. s* — допустимое осевое смещение колец из среднего положения 2. Пример обозначения подшипника 2207: «Подшипник 2207 ГОСТ 8328-75» 187 Таблица П.12.10. Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные (из ГОСТ 831—75) Обозначение α = 12° α = 26° Размеры, мм d D В r Dω Грузоподъемность, кН α = 12° α = 26° Сr Сor Сr Сor Серия диаметров 2 36204 46204 20 47 14 1 7,938 15,7 8,31 14,8 36205 46205 25 52 15 1 7,938 16,7 9,1 15,7 36206 46206 30 62 16 1 9,525 22,0 12,0 21,9 36207 46207 35 72 17 1,1 11,112 30,8 17,8 29,0 36208 46208 40 80 18 1,1 12,700 38,9 23,2 36,8 36209 46209 45 85 19 1,1 12,700 41,2 25,1 38,7 36210 46210 50 90 20 1,1 12,700 43,2 27,0 40,6 36211 46211 55 100 21 1,5 14,288 58,4 34,2 50,3 36212 46212 60 110 22 1,5 15,875 61,5 39,3 60,8 — 46213 65 120 23 1,5 16,669 — — 69,4 36214 — 70 125 24 1,5 17,462 80,2 54,8 — — 46215 75 130 25 1,5 17,462 — — 78,4 36216 46216 80 140 26 2,0 19,050 93,6 65,0 87,9 Серия диаметров 3 — 46304 20 52 15 1,1 9,525 — — 17,8 — 46305 25 62 17 1,1 11,509 — — 26,9 — 46306 30 72 19 1,1 12,303 — — 32,6 — 46307 35 80 21 1,5 14,288 — — 42,6 36308 46308 40 90 23 1,5 15,081 53,9 32,8 50,8 — 46309 45 100 25 1,5 17,462 — — 61,4 — 46310 50 110 27 2,0 19,050 — — 71,8 — 46311 55 120 29 2,0 20,638 — — 82,8 — 46312 60 130 31 2,1 22,225 — — 100,0 — 46313 65 140 33 2,1 23,812 — — 113,0 — 46314 70 150 35 2,1 25,400 — — 127,0 — 46316 80 170 39 2,1 28,575 — — 136,0 Примечания: 1. r1=0,5r 2. Параметры подшипника с углом контакта α = 15° (Тип 36200К6) см. [11] ГОСТ 831-75 3. Пример обозначения подшипника 36209: «Подшипник 36209 ГОСТ 831-75» 188 7,64 8,34 12,0 16,4 21,4 23,1 24,9 31,5 38,8 45,9 — 53,8 60,0 9,0 14,6 18,3 24,7 30,1 37,0 44,0 51,6 65,3 75,0 85,3 99,0 Таблица П.12.11. Подшипники роликовые конические однорядные повышенной грузоподъемности, α = 12…16° (из ГОСТ 27365-87) Обозначение Размеры, мм d D Тнаиб В С r1 r2 Грузоподъем ность, кН Сr Сor 1 1 1 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 2 26,0 29,2 38,0 48,4 58,3 62,7 70,4 84,2 91,3 108,0 119,0 130,0 140,0 Расчетные параметры е У Уо Серия диаметров 2 7204А 7205А 7206А 7207А 7208А 7209А 7210А 7211А 7212А 7213А 7214А 7215А 7216А 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 47 52 62 72 80 85 90 100 110 120 125 130 140 15,5 14 12 1 16,5 15 13 1 17,5 16 14 1 18,5 17 15 1,5 20 18 16 1,5 21 19 16 1,5 22 20 17 1,5 23 21 18 2 24 22 19 2 25 23 20 2 26,5 24 21 2 27,5 25 22 2 28,5 26 22 2,5 Серия диаметров 3 1,7 1,6 1,6 1,6 1,6 1,5 1,4 1,5 1,5 1,5 1,4 1,4 1,4 1,0 0,9 0,9 0,9 0,9 0,8 0,8 0,8 0,8 0,8 0,8 0,8 0,8 7304А 20 52 16,5 15 13 1,5 1,5 31,9 20,0 0,3 2,0 7305А 25 62 18,5 17 15 1,5 1,5 41,8 28,0 0,3 2,0 7306А 30 72 21 19 16 1,5 1,5 52,8 39,0 0,31 1,9 7307А 35 80 23 21 18 2 1,5 68,2 50,0 0,31 1,9 7308А 40 90 25,5 23 20 2 1,5 80,9 56,0 0,35 1,7 7309А 45 100 27,5 25 22 2 1,5 101,0 72,0 0,35 1,7 7310А 50 110 29,5 27 23 2,5 2 117,0 90,0 0,35 1,7 7311А 55 120 32 29 25 2,5 2 134,0 110,0 0,35 1,7 7312А 60 130 34 31 26 3 2,5 161,0 120,0 0,35 1,7 7313А 65 140 36,5 33 28 3 2,5 183,0 150,0 0,35 1,7 7314А 70 150 38,5 35 30 3 2,5 209,0 170,0 0,35 1,7 7315А 75 160 40,5 37 31 3 2,5 229,0 185,0 0,35 1,7 7316А 80 170 43 39 33 3 2,5 255,0 190,0 0,35 1,7 Примечания: 1. Коэффициент статической радиальной нагрузки Х0 = 0,5 2. Пример обозначения подшипника 7206А: «Подшипник 7206А ГОСТ 27365-87» 1,1 1,1 1,1 1,1 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0 189 16,6 21,0 25,5 32,5 40,0 50,0 55,0 61,0 70,0 78,0 89,0 100,0 114,0 0,35 0,37 0,37 0,37 0,37 0,40 0,42 0,40 0,40 0,40 0,42 0,44 0,42 Таблица П.12.12. Подшипники роликовые конические однорядные с углом конуса α = 29° (из ГОСТ 27365—87) Обозначение Размеры, мм d D Тнаиб В С r1 r2 Грузоподъем ность, кН Сr Сor 1027305А 1027306А 1027307А 1027308А 1027309А 1027310А 1027311А 1027312А 1027313А 1027314А 1027315А 1027316А 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 62 72 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 18,5 21 23 25,5 27,5 29,5 32 34 36,5 38,5 40,5 42,5 17 19 21 23 25 27 29 31 33 35 37 39 13 14 15 17 18 19 21 22 23 25 26 27 1,5 1,5 2 2 2 2,5 2,5 3 3 3 3 3 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 2 2 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 35,8 44,6 57,2 69,3 85,8 99,0 114,0 134,0 154,0 176,0 194,0 212,0 23,2 29,0 39,0 54,0 60,0 72,5 80,0 96,5 112,0 127,0 143,0 153,0 Расчетные параметры е Y Y0 0,83 0,72 Примечания: 1. Коэффициент статической радиальной нагрузки Х0 = 0,5 2. Пример обозначения подшипника 1027315А: «Подшипник 1027315А ГОСТ 27365-87» 190 0,4 Таблица П.12.13 Подшипники роликовые конические однорядные с упорным бортом на наружном кольце. Размеры борта, мм (из ГОСТ 27365—87) D 47 52 62 72 80 85 90 100 110 120 125 130 140 . 150 160 D1 51 57 67 77 85 90 95 106 116 127 132 137 147 158 168 С1для конструктивной разновидности подшипников 7200А 3,0 3,5 3,5 4,0 4,0 4,0 4,0 4,5 4,5 4,5 5,0 5,0 5,0 5,0 6,0 7300А 3,0 3,5 4,0 4,0 4,5 — 4,5 5,0 5,0 5,5 — 5,5 6,0 7,0 7,0 1027300А — — 4,0 4,0 4,5 — 4,5 5,0 5,0 5,5 — 5,5 6,0 7,0 7,0 Пример обозначения подшипника 7206А: «Подшипник 7206А ГОСТ 27365-87» 191 Таблица П.12.14. Шпонки призматические (из ГОСТ 23360-78) ,мм Диаметр вала d Св. 12 до 17 » 17 » 22 » 22 » 30 » 30 » 38 » 38 » 44 » 44 » 50 » 50 » 58 » 58 » 65 » 65 » 75 » 75 » 85 » 85 » 95 Сечение шпонки Фаска Глубина паза Длина l b h 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 5 6 7 8 8 9 10 11 12 14 14 вала t1 s 0,25-0,4 0,4-0,6 0,6-0,8 3 3,5 4 5 5 5,5 6 7 7,5 9 9 ступицы t2 2,3 2,8 3,3 3,3 3,3 3,8 4,3 4,4 4,9 5,4 5,4 10-56 14-70 18-90 22-110 28-140 36-160 45-180 50-200 56-220 63-250 70-280 Примечание: 1. Длину l (мм) призматической шпонки выбирают из ряда: 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280. 2. Пример обозначения шпонки с размерами b = 18 мм, h = 11 мм, l = 80 мм: «Шпонка 18x11 х80 ГОСТ23360—78». 192 Список информационных источников 1. Баловнев Н.П., Пронин Б.А.Расчет цилиндрических зубчатых передач: учебн. Пособие по дисц. «Детали машин и основы конструирования» для студ.машиностроит.спец. /МГТУ «МАМИ», каф. «Детали машин и ПТУ».-М.,2006,-53 с. 2. Белоглазов В.Г.,Баловнев Н.П.,Лукьянов А.С. Силовой и кинематический расчет привода, расчеты цилинрических зубчатых и червячных передач, проектирование валов, зубч.колес,червяков и червячных колес, подшип.узлов и эскизн.конструир. редуктора: Общ.методические указания для заочного отд-ния спец.180800/МАМИ, каф. «Детали машин и ПТУ»,-М.,2002.-65 с. 3. Большая Советская Энциклопедия. (В 30 томах).Гл.ред. А.М. Прохоров. Изд.3-е. М., «Советская Энциклопедия»,1975.Т.20. ПлатаПроб.1975,608с. с илл.,17л.илл.,4 л.карт. 4. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин:Учеб. пособие для студ.техн.спец.вузов/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов.- 8-е изд.перераб. и доп.-М.: Издательский центр «Академия», 2003.-496 с. 5. Зайцева Т.Г.,Халеев В.Н. Проектирование валов, зубчатых и червячных колес, подшипниковых узлов и конструирование редуктора. Методические указания к курсовому проектированию по курсу «Прикладная механика» для студентов немеханических специальностей вечерней и дневной форм обучения. Липецк: Липецкий политехнический институт.1991 г. 6. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн.учеб.заведений.-5-е изд.перераб. -М.: Высш. шк.,1991.-383 с.:ил. 7. Крайнев А.Ф. Машиноведение на языке схем, рисунков и чертежей (в 2-х книгах.). Кн.2: Детали машин, соединения и механизмы.М.:Издательский дом «Спектр»,2010.-216 с.:ил. 8. Мартынов В.К., Баловнев Н.П., Дмитриева Л.А. Ременные передачи с клиновыми ремнями нормальных сечений: Метод. указ.к курс.проектир. по дисц. «Детали машин и основы конструирования» для студентов машиностроит. спец./ МГТУ «МАМИ», каф. «Детали машин и ПТУ».- М., 2011,-27 с. 9. Петров М.С. Конструирование и расчет соединений вал-ступица, работающих зацеплением: метод.указания к курсовому проектированию для всех спец./ МАМИ, каф. «Детали машин и ПТУ», -М., 2006,- 42 с. :ил. 10.Петров М.С. Соединения вал-ступица, работающие трением: метод. Указ. К курс. Проектированию для всех спец./ МАМИ, каф. «Детали машин и ПТУ», - М.,2006,-24 с.: ил. 11.Политехнический словарь./ Гл.ред.акад. А.Ю.Ишлинский.-П50 2-е изд.- М.: Советская Энциклопедия. 1980.- 656 с., ил. 193 12.Пронин Б.А., Баловнев Н.П. Расчет зубчатых передач на прочность: метод. указ. по курсу «Детали машин и основы конструирования» для студ. Всех спец./ МАМИ, каф., Детали машин и ПТУ.-5-е изд.М.,1997.-50 с., ил. 13.Пустынцев Е.Н., Петров М.С. Расчет червячных цилиндрических передач: метод.указания к курс. Проектированию для студентов всех спец. / МГТУ «МАМИ» ,каф. «Детали машин и ПТУ».-М., 2006.-32 с.,ил 14.Пустынцев Е.Н. Подбор стандартных подшипников качения.М.: МАМИ, 1987 г. 15.Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностоительных и механических специальностей вузов.- 4-е изд., перераб и доп. М.: Машиностроение, 1989.-496 с.:ил. 16.Фомин М.В. Расчеты опор с подшипниками качения.-М.: Изд-во МГТУ им.Н.Э.Баумана, 2001. 17.Чернавский С.А. Расчет и проектирование деталей машин: Учеб.пособие / С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др. – 3-е изд. перераб. и доп. – М.: ИНФРА-М, 2011.-414 с.; ил.- (Среднее профессиональное образование) 18.Чернилевский Д.В. Основы проектирования машин. Учебное пособие для студентов вузов. М.: 1998- 472 с. 19.Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования: Учебное пособие для студентов вузов.-М.: Машиностроение, 2001.-560 с. 20.Чихачева О.А., Рябов В.А. Общий расчет привода: Методические указания к курсовому проектированию для студентов всех машиностроительных специальностей. М.: МАМИ,1998 г. 21.Чихачева О.А.,Лукьянов А.С.,Рябов В.А., Дмитриева Л.А. Цепные передачи: Метод.указ. к курс. Проект. По курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов машиностроит. спец./МГТУ «МАМИ», каф. «Детали машин и ПТУ»- М.,2011,-23 с. 22.Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. М.: Высшая школа, 1991 г. -432 с. 23.Шмелев А.Н. Конструирование и расчет валов редукторов: Метод.указ. к вып.курс.проекта по курсу «Детали машин и ПТУ» для студ.всех спец./МГТУ «МАМИ» , каф. «Детали машин и ПТУ», - М., 1996,-67 с. 194 Содержание Предисловие………………………………………………………… 1. Общие положения………………………………………………. 2. Теоретическое содержание курса……………………………… 3. Лабораторные работы…………………………………………... 4. Расчетно-графические работы…………………………………. 5. Курсовой проект……………………………………………….... 6. Рекомендуемая литература……………………………………... 7. Кинематический и силовой расчет привода…………………… 7.1.Общие сведения……………………………………………... 7.2.Пример кинематического и силового расчета привода ленточного конвейера……………………………………………. 8. Зубчатые передачи с цилиндрическими колесами…………….. 8.1Общие сведения………………………………………………. 8.2.Прочностной расчет зубчатой цилиндрической передачи внешнего зацепления……………………………………………. 8.3.Пример расчета зубчатой цилиндрической косозубой передачи…………………………………………………………… 9. Червячные цилиндрические передачи………………………… 9.1.Общие сведения……………………………………………... 9.2.Прочностной расчет закрытой червячной цилиндрической передачи…………………………………………………………… 9.3.Пример расчета червячной передачи………………………. 10. Цепные передачи…………………………………………………. 10.1.Общие сведения……………………………………………... 10.2Пример расчета цепной передачи………………………….. 11. Ременные передачи……………………………………………….. 11.1Общие сведения……………………………………………... 11.2Пример расчета клиноременной передачи………………… 12. Разработка конструкций одноступенчатых редукторов на стадии эскизного проектирования……………………………… 12.1Особенности конструирования отдельных деталей и узлов одноступенчатых редукторов……………………………………. 12.2.Примеры выполнения эскизных компоновок одноступенчатых редукторов…………………………………… 13. Валы редукторов………………………………………………… 13.1.Общие сведения…………………………………………….. 13.2.Пример расчета тихоходного вала одноступенчатого редуктора………………………………………………………… 14. Подшипники качения……………………………………………. 14.1.Общие сведения…………………………………………….. 195 стр. 3 3 3 5 5 6 9 11 11 16 21 21 23 48 58 58 61 79 88 88 89 96 96 108 115 115 125 140 140 151 160 160 14.2.Пример проверки пригодности конических роликовых и шариковых радиальных однорядных подшипников для опор тихоходного вала редуктора с цилиндрическими зубчатыми колесами………………………………………………………… Заключение……………………………………………………………… Приложения…………………………………………………………….. Список информационных источников………………………………… Содержание……………………………………………………………… 196 166 171 172 193 195 Учебное издание Белоглазов Валерий Геннадьевич Баловнев Николай Петрович Дмитриева Людмила Александровна Лукьянов Александр Сергеевич МЕТОДИЧЕСКИЕ И СПРАВОЧНЫЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ВЫПОЛНЕНИЯ КУРСОВЫХ ПРОЕКТОВ СТУДЕНТАМИ ВУЗОВ, ОБУЧАЮЩИХСЯ ПО СПЕЦИАЛЬНОСТИ «АВТОМОБИЛЕ-И ТРАКТОРОСТРОЕНИЕ» Под редакцией авторов Оригинал-макет подготовлен редакционно-издательским отделом МГТУ «МАМИ» По тематическому плану внутривузовских изданий учебной литературы на 2012 г. Подписано в печать 02.05.12.Формат 60х90 1/16.Бумага 80 г/ Гарнитура «Таймс». Ризография. Усл.печ.л. 9,3 Тираж 90 экз. Заказ № 69-12 МГТУ «МАМИ» 107023, г.Москва, Б. Семеновская ул., 38. 197
