Выбор расстояния между опорами валов

Расстояния между опорами валов l определяют реакции опор и эпюры моментов. Эти величины выбирают по эмпирическим формулам в зависимости от типа редуктора [13] и затем уточняют в процессе компоновки.

1) Цилиндрический одноступенчатый редуктор

l = L_ст +2x +W

где L_ст – длина ступицы колеса, равная b₂ или b₂ +(5-10) мм,

x - = 8-15 мм – зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками корпуса редуктора,

W – ширина стенки корпуса редуктора в месте установки подшипников, выбираемая по табл. 4.1. [14]. По этой таблице находится также расстояние e – между опорами ведущего вала конического редуктора, u – расстояние от опоры до середины зубчатого венца консольной конической шестерни, f – расстояние от опоры до середины выходного конца вала.

Таблица 4.1 Линейные размеры валов цилиндрического и конического редукторов

2) Конический одноступенчатый редуктор

Расстояние между опорами ведущего вала принимается по табл. 5.1, а ведомого вала рассчитывается по зависимости

l = 2(L_ст2 +2x + 0,5W)

где L_ст2 =(1,2 - 2,2)b; b – длина зуба колеса.

3) Червячный редуктор

Расстояние между опорами червяка равно l₁ = d_am2.

Расстояние между опорами червячного колеса l₂ = L_ст2 +2x +W

В этих формулах: d_am2 - наружный диаметр червячного колеса; L_ст2 = b +(10-15) мм – длина ступицы червячного колеса;

b - ширина зубчатого венца червячного колеса

Определение конструктивных размеров зубчатых колес

Обычно, если отношение диаметра шестерни к диаметру соответствующей шейки вала невелико, то ее выполняют за одно целое с валом. Размеры шестерни определены выше в разделе 3.

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

b2 b0 С     dк2 dст     Lст

Другие конструктивные размеры согласно [14]. Диаметр ступицы dст = 1,6dк2; Длина ступицы Lст = (1,2 – 1,5)dк2, или Lст = b2,или Lст =b2 +(5-10). Толщина обода b0 = (2,5 - 4)m. Толщина диска С = 0,3b2.   Рис. 5.1 К определению конструктивных элементов зубчатого колеса

Расчет внешней передачи

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

Расчет ременной передачи

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

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

Из геометрических построений можно расчитать длину ремня.

2 этап Округление до ближайшего большего стандартного значения (.

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

В целях обеспечения нужного значения , предварительного натяжения и компенсации вытяжки ремня применяются натяжные устройства. В большинстве приводов общего назначения, которые как правило не являются быстроходными, но передают значительные усилия, применяют клиновые ремни. Поэтому в данной работе необходимо осуществить выбор и расчет клиноременной передачи. По известному моменту на ведомом валу выбирают тип ремня и его размеры, а также определяют минимально допустимый диаметр шкива в соответствии с табл. 9.5 [13]. Основные размеры сечения ремня указаны на рис. 6.1.

a a_p

 

y₀

Рис. 6.1 Размеры сечения клинового ремня

h

 

φ₀

 

Таблица 6.1 Размеры клиновых ремней

 

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

 

На меньшем шкиве необходимо обеспечивать угол обхвата не менее 120⁰.

Предельные межосевые расстояния в клиноременной передаче должны выбираться из соотношений:

A_min = 0,55(D₁ + D₂) + h

A_max =2(D₁ + D₂)

Для уменьшения напряжений изгиба в ремне рекомендуется придерживаться следующих соотношений межосевого расстояния, диаметра большего шкива и передаточного числа передачи (табл. 6.2) [13].

 

Таблица 6.2 Рекомендуемые соотношения A/ D₂

Передаточное число u						6-9
Отношение A/ D2	1,5	1,2	1,0	0,95	0,9	0,85

 

На выбор сечения ремня оказывает влияние кроме передаваемого момента мощность и окружная скорость (табл. 6.3) [13].

 

Таблица 6.3 Рекомендуемые сечения ремней в зависимости от скорости и передаваемой мощности

 

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

 

Клиноременные передачи рассчитывают на тяговую способность по допускаемому удельному окружному усилию К по эмпирической зависимости [13]:

K = K₀ C_α C_V C_P

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

Указанные коэффициенты выбирают по табл. 6.4 – 6. 7.

 

 

Таблица 6.4 Допускаемое удельное окружное усилие K₀ [13]

 

Диаметр малого шкива, мм	Сечение ремня	K0, Н/мм2
σ0 = 0,9 Н/мм2	σ0 = 1,2 Н/мм2	σ0 = 1,5 Н/мм2
		1,18	1,45	1,62
	О	1,28	1,57	1,74
90 и более		-	1,65	1,86
		1,23	1,51	1,67
	А	1,31	1,61	1,8
125 и более		-	1,7	1,91
		1,23	1,51	1,67
	Б	1,36	1,67	1,88
180 и более		-	1,74	2,05
		1,23	1,51	1,67
	В	1,38	1,69	1,89
		-	1,84	2,07
280 и более		-	1,91	2,24
		1,23	1,51	1,67
		1,40	1,72	1,93
	Г	-	1,91	2,16
450 и более		-	1,92	2.24
		1,23	1,51	1,67
	Д	1,40	1,72	1,93
630 и более		-	1,92	2,24
		1,23	1,51	1,67
	Е	-	1,73	1,95
1000 и более		-	1,92	2,24

 

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

 

Таблица 6.5 Значения коэффициента C_α [13]

 

Угол обхвата α, град	Коэффициент Cα
	0,74
	0,79
	0,83
	0,87
	0,90
	0,93
	0,96
	0,98
	1,0

 

 

Таблица 6.6 Значения коэффициента C_V (при наличии автоматических натяжных устройств принимают C_V = 1) [13]

 

Скорость ремня, м/с
Коэффициент CV	1,05	1,01	1,0	0,94	0,85	0,74	0,60

 

Таблица 6.7 Значения коэффициента режима работы C_P [13]

 

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

 

Необходимое количество ремней определяется по формуле [13]:

z = P / KF₁

В этой формуле Р – окружное усилие, F₁ – площадь сечения ремня.

Нагрузка от ременной передачи на валы равна:

Q = 2 σ₀C_PF₁zsin(α/2)

В передачах общего назначения принимают следующие значения напряжений:

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

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

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

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

Основные размеры шкива представлены на рис. 6.2.

 

e f

r l_P b₁

b h

φ δ

d_P d_e

М

Рис. 6.2 Основные размеры шкива

 

Часть размеров шкивов для клиновых ремней стандартизованы, другие вычисляются по зависимостям [13]:

 

d_e = d_P +2b

M = (z - 1)e + 2f

 

Таблица 6.8 Наименьшая толщина обода шкива δ [13]

 

Сечение ремня	О	А	Б	В	Г	Д	Е
δ, мм

 

Таблица 6.9 Конструктивные элементы шкива для клиновых ремней

 

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

 

Расчет винтовой передачи

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

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

Элементы винтовой передачи обычно изготавливают из следующих материалов. Винты, не подвергаемые закалке, выполняют из сталей Ст4, Ст5, 45, 50, А45, А50, А40Г. Термообработанные винты изготавливают из легированных сталей 40Х, 40ХН, 40ХФА, а также 65Г, У10. Гайки изготавливают из материалов, имеющих минимальный коэффициент трения по отношению к стали: бронзы БрОФ10-05, БрОФ 10-1, БрОСЦ6-6-3. При значительных перерывах в работе и незначительных нагрузках гайки можно изготавливать из чугунов АСЧ, АВЧ, СЧ12-28, СЧ15-32, СЧ18-36, СЧ21-40 [13].

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

Схема винтовой пары представлена на рис. 6.3.

Q

D_OP

h_Б

H_Г

d

D

Рис. 6.3 Расчетная схема винтовой передачи

Расчет винтовой передачи выполняют в следующей последовательности.

1) Из расчета на износостойкость определяют средний диаметр винта d₂.

,

где ψ₁ = Н_Г / d₂ – коэффициент высоты гайки, равный 1,2 – 2,5 для целый гаек и 2,5 - 3,5 – для разрезных гаек; ξ = h/S - отношение высоты рабочего профиля резьбы к ее шагу, равное для трапецеидальной и прямоугольной резьб 0,5, для упорной резьбы – 0,75; [p] – давление в резьбе, выбираемое по табл. 6.10 [13].

Таблица 6.10 Допускаемые давления в винтовых парах

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

2) Определение высоты гайки из выражения ψ₁ = Н_Г / d₂

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

Если эта величина получилась более 10, то следует изменить параметры резьбы, например – увеличить диаметр d_2.

4) Выполнение проверочного расчета.

Сначала строят эпюры продольных сил и крутящих моментов (рис. 6.4)

М_ПР

Q Q М_Т М_Р

M_Т

М_ПР

Рис. 6.4 Эпюры продольных сил и крутящих моментов грузоподьемного механизма (домкрата)

5) Условие прочности винта по гипотезе энергии формоизменения [13]

В этой зависимости: ,

d₁ - внутренний диаметр резьбы.

При статическом или близком к нему характере нагружения допускаемое напряжение принимают по пределу текучести равным [13]:

, при этом принимают [n]=3.

Если винт испытывает переменные во времени напряжения с большим числом циклов, то условно допускаемое напряжение принимают равным [13]:

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

Таблица 6.11 Значения масштабного фактора в зависимости от материала и диаметра вала [13]

Таблица 6.12 Значения коэффициентов ψ_σ и ψ_τ [13]

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

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

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

,

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

Приведенный момент инерции винта вычисляется по зависимости [13]:

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

Формула Эйлера применима при λ > 90. Если λ = 55 – 90, в расчетах используют формулу Тетмайера-Ясинского [13]:

В этой формуле эмпирические коэффициенты выбирают по табл. 6.13

Таблица 6.13 Коэффициенты a и b в формуле Тетмайера-Ясинского

Наружный диаметр тела гайки определяется по зависимости:

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

Диаметр опорного бурта гайки определяют из расчета на смятие:

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

Высоту опорного бурта гайки назначают из конструктивных соображений, при этом обычно принимают h_Б =8 – 12 мм. Затем назначенный бурт проверяют на срез по формуле [13]:

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

Конфликты в семейной жизни. Как это изменить? Редкий брак и взаимоотношения существуют без конфликтов и напряженности. Через это проходят все...

Что делать, если нет взаимности? А теперь спустимся с небес на землю. Приземлились? Продолжаем разговор...

Что способствует осуществлению желаний? Стопроцентная, непоколебимая уверенность в своем...

Что будет с Землей, если ось ее сместится на 6666 км? Что будет с Землей? - задался я вопросом...

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте: