Ссср в качестве учебного пособия для учащихся машиностроительных специальностей техникумов москва машиностроение 1988 2 ббк 34. 41 К
 Скачать 5.95 Mb.
|
|
§ 6.3. КОНСТРУКЦИИ ДЕТАЛЕЙ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ Гибкие колеса выполняют в виде стакана (см. риса и били цилиндрической оболочки (рис. 6.7). укоторой на одном конце нарезаны зубья для зацепления с жестким колесом, а на другом – зубья шлицевого соединения. Соотношения между размерами в зависимости от h и D указаны на рис. 6.7. Конструкция гибкого колеса с двумя зубчатыми венцами приведена на рис. 6.8: колесо симметрично, но зубчатые венцы имеют разные числа зубьев и разные модули. Ширина канавки между венцами служит для выхода зуборезного инструмента. Рис. 6.7. Конструкция гибкого колеса в виде цилиндрической оболочки – трубы Рис. 6.8. Конструкция гибкого колеса с Рис. 6.9. Конструкция кулачкового двумя зубчатыми венцами генератора 1 – гибкий подшипник 2 – гибкое колесо 3 - кулачок Гибкие колеса изготовляют из улучшенных сталей с твердостью НВ 300 — 350 и пределом выносливости -1 350 МПа. Генераторы волн деформации. Кулачковые генераторы (рис. 6.9) получили широкое распространение в передачах различных областей машиностроения. Они лучше других генераторов сохраняют под нагрузкой заданный профиль гибкого колеса. Профиль кулачка в полярной системе координат определяется по формуле = 0,5d + mK w (k 1 cos 2 - k 2 cos 6 ), (6.31) 98 где d — внутренний диаметр гибкого подшипника — полярный угол, отсчитываемый от большой оси деформации K w — коэффициент радиальной деформации гибкого колеса, K w = 1 1,2; k 1 и k 2 – корректирующие коэффициенты табл. 6.4). 6.4. Значения корректируюших коэффициентов k 1 ив зависимости от передаточного отношения i hk (n) Коэффициенты Основные размеры гибких шариковых подшипников, устанавливаемых между кулачком и гибким колесом, приведены в приложении, табл. П. Внутренний диаметр гибкого колеса вместе посадки наружного кольца подшипника обрабатывают с отклонениями Н. Посадка внутреннего кольца гибкого подшипника на кулачок выполняется с натягом, близким к нулю. Соответственно профиль кулачка должен выполняться с отклонениями j s 6 или j s 7. Роликовые генераторы (рис. 6.10) простыв изготовлении, ноне сохраняют под нагрузкой заданную форму гибкого колеса. Для предохранения зубчатого венца от раскатывания роликами и для увеличения его жесткости под венец запрессовывают подкладное кольцо. Материал кольца – сталь с твердостью HRC 50-58; диаметр роликов следует выбиратть наибольшим по условию их размещения. Оси роликов и щеки генератоа должны быть достаточно жесткими в радиальном направлении. Максимальный прогиб не должен превышать т. Рис. 6.10. Конструкция роликового генератора 1 — ролик 2 — гибкое колесо 3 — подкладное кольцо 99 Дисковые генераторы (рис. 6.11) применяют чаще роликов, так как они сохраняют в нагруженной передаче заданную форму деформации гибкого колеса на большем участке, чем роликовые, имеют меньший момент инерции, чем Рис. 6.11. Конструкция дисковою генератора без подкладного кольца 1 - диск 2 - гибкое колесо 3 - эксцентричные втулки кулачковые и роликовые. Диаметр диска где d k — диаметр подкладного кольца w — максимальное радиальное упругое перемещение гибкого колеса. Для двухволновых передач прите эксцентриситет дисков, е = (3,1 3,7) w, меньшее значение — для тяжелонагру- женных передачи передач с малыми передаточными отношениями, большее — для легконагруженных и с большими передаточными отношениями. Подшипники дисков насаживают непосредственно на эксцентричные шейки вала или на эксцентричные втулки, напрессованные на обычный вал. Для передачи вращающего момента с вала на втулки применяют шпоночные или шлицевые соединения. Радиальная нагрузка на подшипники одного диска рис. 6.12) Частота вращения диска относительно своей оси где n h – частота вращения генератора е – эксцентриситет д – наружный диаметр диска. (6.32) (6.33) (6.34) 100 Рис. 6.12. Силы, действующие на подшипники дисков генератора Рис. 6.13. Конструкции жестких неподвижных колес 1 – колесо 2 – корпус 3 – штифт 4 – крышка Жесткие колеса. Толщина жесткого колеса (рис. 6.13) должна быть такой, чтобы его максимальная деформация под нагрузкой не превышала т. Это условие соблюдается при толщине венца под зубьями h 1 0,18 d 1 . Для снижения требований к точности выполнения осевых размеров венцы гибкого и жесткого колес делают разной ширины. Более широким — венец колеса с большей твердостью рабочих поверхностей зубьев. Жесткие колеса изготовляют из сталей Х, 40ХН, 30ХГСА с термической обработкой до твердости НВ 240-290. Конструкции неподвижных жестких колес приведены на рис. 6.13, подвижных на рис. 6.5 и 6.6. Рис. 6.14. Схема смазывания зацепления и гибкого подшипника вертикального редуктора с помощью маслоподъемного конуса 1 – жесткое колесо 2 – гибкое колесо 3 – отверстия для прохода масла 4 – зазор для прохода масла и самоустановки генератора h - генератор 101 Система смазывания. Для волновых редукторов общего назначения применяют жидкие минеральные масла. Продукты износа рекомендуется улавливать магнитными сливными пробками. В редукторах с кулачковыми генераторами при горизонтальном расположении центральной оси уровень масла должен доходить до центра нижнего шарика гибкого подшипника генератора. При вертикальном расположении оси надо устанавливать маслоподающий конус рис. 6.14). В тихоходных передачах (n h < 960 об/мин) можно полностью заливать редуктор маслом. В случае невозможности применения жидких масел (при низких температурах) можно применять пластичные смазочные материалы, закладываемые при сборке редуктора в подшипники ив зацепление или подаваемые к смазочным точкам пресс-масленками. § 6.4. ПРИМЕР РАСЧЕТА ВОЛНОВОЙ ПЕРЕДАЧИ Техническое задание. Определить основные параметры волновой передачи последующим данным n h = 960 об/мин: n 2 = 8 об/мин; вращающий момент на ведомом вату Т = 60 10 5 Н мм; срок службы L h = 3000 ч. Материал гибкого колеса - сталь ХНА (в = 900 МПа -1 = 450 МПа -1 = 260 МПа. Нагрузка меняется по отнулевому циклу. Выбираем конструкцию передачи с кулачковым генератором — двухвол- новую. 1. Передаточное отношение Этот результат не выходит за пределы рациональных значений i, указанных в табл. 6.1 для схемы 1. Для двухволновой передачи n w = 2, коэффициент кратности назначаем равным единице (k = 1) см. пояснения к формуле (6.3)]. 2. Предварительное число зубьев гибкого колеса по формуле (6.5) 3. Предварительное значение диаметра делительной окружности гибкого колеса по формуле (6.12) 4. Предварительное значение модуля 102 5. Предварительное значение внутреннего диаметра гибкого колеса по формуле (6.14) 6. Выбираем гибкий подшипник наружный диаметр его по формуле (6.15) Условие D D' выполняется. Выбираем по табл. П приложения подшипник, имеющий размеры D = 320 мм, d = 240 мм, В = 48 мм. Максимальная частота вращения п = 1000 об/мин. 7. Окончательное значение модуля ближайшее стандартное значение т = 1,25 мм. 8. Окончательное число зубьев гибкого колеса при принятых значениях D и т по формуле (6.16) Число зубьев жесткого колеса при n w = 2 и k = 1 по формуле (6.19) Передаточное отношение при окончательно принятых значениях числе зубьев по формуле (6.2) Отклонение значения i (1) h2 от заданного что допустимо. 9. Проверочный расчет на прочность гибкого колеса. Коэффициент запаса по нормальным напряжениям по формуле (6.23) 103 по формуле (6.24) здесь по формуле (6.25) по формуле (6.26) по формуле (6.27) Коэффициент запаса по касательным напряжениям по формуле (6.28) здесь -1 = 260 МПа k = 1?55 (см. табл. 6.2): по формуле (6.29) 104 по формуле (6.30) Так как [S ] = 1,5 1,8, то условие (6.28) S [S ] удовлетворено. 10. Коэффициенты смещения производящего контура по формуле (6.18): гибкого колеса жесткого колеса 11. Диаметр окружности вершин зубьев гибкого колеса по формуле (6.19) К — коэффициент головки зуба гибкого колеса, принимаем равным 0,4 при глубине захода h 3 = 1,4. Диаметр окружности впадин гибкого колеса по формуле (6.20) 12. Диаметр окружности вершин зубьев жесткого колеса по формуле (6.21) Диаметр окружности впадин жесткого колеса не рассчитываем, так как он зависит от параметров долбяка, который будет применен при нарезании зубьев. 13. КПД передчаи по формуле табл. 6.1., схема 11. Здесь принято (h) 1 2 = 0,00137 (среднее значение. 14. Подшипники качесния подбирают по методике, изложенной в гл. ; валы и оси рассчитывают по формулам гл. VIII. 105 ГЛАВА VII РЕМЕННЫЕ И ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ Задания на курсовое проектирование деталей машин в техникумах содержат разработку одного из видов гибких передач - ременной или цепной передачи. Первую из них располагают в кинематической схеме привода на участке от электродвигателя к редуктору, вторую — для передачи от редуктора к приводному валу. Как правило, таи другая передачи служат для понижения частоты вращения. Специальные передачи, повышающие угловую скорость, здесь не рассматриваются, так как в типовых заданиях на курсовое проектирование они не встречаются. § 7.1. ПЛОСКОРЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ На рис. 7.1 показана схема открытой плоскоременной передачи. Более сложные виды передач, рассматриваемые в учебно-справочной литературе, например, полуперекрестные и перекрестные, в проектные задания обычно не включаются, поэтому здесь они не приводятся. Технические данные плоских ремней приведены в табл. 7.1 — 7.3. Наиболее широкое применение получили резинотканевые ремни, однако их не рекомендуется применять в среде, загрязненной парами нефтепродуктов. Рис. 7.1. Схема ременной передачи Кожаные ремни хорошо выдерживают переменные нагрузки, ноне рекомендуются для эксплуатации в средах с высокой влажностью, с парами кислот и шелочей. Стоимость кожаных ремней сравнительно высока, применение их ограничено. Ремни хлопчатобумажные недороги, характеризуются хорошим сцеплением со шкивом, но чувствительны к воздействию кислотных и водяных паров. В курсовых проектах выбирают обычно резинотканевые ремни, если нет специальных указаний в технических условиях. Необходимые для проектирования ременной передачи данные содержатся в задании, а именно условия эксплуатации, кинематическая схема, передаваемая мощность, частоты вращения п вала двигателя и п - ведомого шкива. Пе- 106 7.1. Ремни плоские резинотканевые (по ГОСТ 23831-79) Технические характеристики прокладок Прокладки из ткани Б БКНЛ ТА, ТК-150 ТК-200 Номинальная прочность, Н/мм ширины прокладки по основе по утку Наибольшая допускаемая нагрузка 0 на прокладку. Н/мм ширины Расчетная толщина прокладки с резиновой прослойкой, мм Поверхностная плотность прокладки с резиновой прослойкой, кг/м 2 Число прокладок при ширине ремня В, мм 20-71 80-112 125-560 55 16 3 1,5 1,6 3-5 3-6 3-6 55 20 3 1,2 1,3 3-5 3-6 3-6 150 65 10 1,2 1,3 - - 3-4 200 65 13 1,3 1,4 - - 3-4 Примечания. Ткани прокладок Б – хлопчатобумажная, БКНЛ – из нитей полиэфира и хлопка ТК-150, ТА, ТК-200 – синтетическая. 2. Ширину ремня вырибают из стандартного ряда 20; 25; 32; 40; 50; 63; 71; 80; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560 (ряд приведен с сокращением – по ГОСТ значения b даны до 1200 мм. 3. Масса ремня, кг Q = (mz + 1150) bl где т – поверхностная плотность прокладки, кг/м 2 ; z - число прокладок - толщина обкладки, м b – ширина ремням длина ремням число 1150 – плотность резиновой обкладки, кг/м 3 7.2. Ремни кожаные по ГОСТ 18679-73) 7.3. Ремни хлопчатобумажные цельнотканые (по ГОСТ 6982-75) Толщина , мм Ширина b, мм Толщина , мм Ширина b, мм 3 3,5 4 4,5 5 5,5 16; 20; 25 32; 40; 50 63; 71 80; 90; 100; 112 125; 140 160; 180; 200; 240; 250; 280; 355; 400; 450; 500; 560 4,5 6,5 8,5 30; 40; 50; 60; 75; 90; 100 30; 40; 50; 60; 75; 90; 100; 115; 125; 150; 175 50; 60; 75; 90; 100; (115); 125; 150; (175); 200; (224); 250 ПРИМЕЧАНИЕ. В скобках указаны нерекомендуе- мые значения ширины ремня редаточное отношение ременной передачи определяют из кинематического расчета привода, как указано в гл. 1. Вращающий момент навалу ведущего шкива (Нм) находят по формуле (7.1) 107 где Р — мощность, Вт 1 — в рад/с; п — воб/мин. Диамегр ведущего шкива (мм) вычисляют по эмпирической зависимости где Т – в Н мм. По найденному значению подбирают диаметр шкива из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73: 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250: 280; 315; 335; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 1800; 2000. Диаметр ведомого шкива (мм) определяют с учетом относительного скольжения ремня : для передач с регулируемым натяжением ремня = 0,01 По вычисленному значению подбирают шкив с диаметром из стандартного ряда (см. выше) и уточняют передаточное отношение i на основании формулы (7.3). Так как величина скольжения , пренебрежимо мала, то обычно принимают Межосевое расстояние передачи (см. рис. 7.1) Угол обхвата малого шкива Длина ремня (без учета припуска на соединение концов) Расчетная скорость ремням с где d 1 в м. Силы, действующие временной передаче, Н окружная (7.2) (7.3) (7.4) (7.5) (7.7) (7.6) (7.9) (7.8) 108 натяжение ведущей ветви натяжение ведомой ветви где F 0 – предварительное натяжение каждой ветви, опрделяемое по формуле в которой 0 – напряжение от предварительного натяжения ремня, оптимальное значение его 0 = 1,8 МПа b и - ширина и толщина ремня, мм. Требуемую ширину резинотканевого ремня находят согласно ГОСТ 23831-79 из условия здесь z – число прокладок, выбираемое по табл. 7.1: р – допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки. 3начения р 0 (наибольшей допускаемой нагрузки на 1 мм ширины прокладки) приведены в табл. 7.1: коэффициент С учитывает влияние угла обхвата ремнем меньшего шкива коэффициент он учитывает влияние скорости ремня коэффициент С р , учитывающий влияние режима работы, выбирают по табл. 7.4. Коэффициент С учитывает расположение передачи если угол наклона линии, соединяющей центры шкивов, к горизонту не превышает ото принимают С = 1; при > о С = 0,9; при > о С = 0,8. Для передач с автоматическим регулированием натяжения ремня С = 1 при любом значении Найденное по формуле (7.12) значение b округляют до ближайшего большего по табл. 7.1. Для обеспечения достаточной эластичности ремня необходимо соблюдать условие где 0 – толщина одной прокладки с резиновой прослойкой (см. табл. 7.1.); если оно не выполнено, то следует уменьшить число прокладок z и повторить расчет (7.10) (7.11) (7.12) (7.13) (7.14) (7.15) (7.16) 109 по формуле (7.12) 7.4. Значения коэффициента С р для ременных передач т асинхронных двигателей с короткозамкнутым ротором Характер нагрузки Типы машин С р С незначительными колебаниями, пусковая нагрузка до 120% номинальной Ленточные конвейеры станки токарные, сверлильные, шлифовальные 1,0 С умеренными колебаниями, пусковая нагрузка до 150% номинальной Пластинчатые конвейеры станки фрезерные, револьверные, плоскошлифовальные насосы и компрессоры поршневые 0,9 Со значительными колебаниями, пусковая нагрузка до 200% номинальной Конвейеры винтовые и скребовые, ковшовые элеваторы станки строгальные и долбежные прессы винтовые и эксцентриковые 0,8 С резкими колебаниями, пусковая нагрузка до 300% номинальной Лесопильные рамы шаровые мельницы, дробилки, молоты подъемники 0,7 При расчете сечений кожаных и хлопчатобумажных ремней определяют площадь поперечного сечения ремня по формуле где [k] = С Здесь [k] — допускаемая удельная окружная силана единицу площади поперечного сечения ремня, МПа (численно МПа = Н/мм 2 ): при 1 = 180 o , скорости ремня v = 10 мс, = 0 o и 0 = 1,8 МПа принимают для кожаных ремней k 0 =2,2 МПа, для хлопчатобумажных k 0 = 1,7. Значения коэффициентов С, С, С р и С такие же, как и для передач резинотканевыми ремнями. Толщина ремней 0,03 d 1 . Ширину ремня выбирают по табл. 7.2 или 7.3 так, чтобы было соблюдено условие (7.17). Максимальное напряжение в сечении ремня где напряжение от растяжения напряжение от изгиба ремня для кожаных и резинотканевых ремней Е и = 100 200 МПа, для хлопчатобумажных Е и = 50 80 МПа. Напряжение т центробежной силы (7.17) (7.20) (7.21) (7.19) (7.18) 110 плотность ремня = 1100 1200 кг/м 3 : множитель 10 -6 служит для перевода v в МПа. Максимальное напряжение, вычисленное по формуле (7.18), не должно превышать предела выносливости -1 7 МПа для резинотканевых и кожаных ремней -1 5 МПа - для хлопчатобумажных ремней. Расчетную долговечность ремня определяют в зависимости от базового числа циклов (обычно его принимают равными от числа пробегов за все время эксплуатации N = 2 Н, где = v/L— число пробегов ремня все- кунду; долговечность, ч - коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения i; С н = 2 при периодически изменяющейся нагрузке от нуля до номинального значения С н = 1 при постоянной нагрузке. Рекомендуемая долговечность Н 0 не меньше 2000 ч. Haгрузку на валы ременной передачи определяют в зависимости от способа регулирования натяжения ремня при автоматическом регулировании при периодическом регулировании Последовательность расчета плоскоременней передачи поясняется конкретным численным примером (табл. 7.5). Исходные данные приняты из примера кинематического расчета привода, выполненного в гл. 1: в кинематической схеме привода (см. рис. 1.1) ременная передача расположена между электродвигателем и редуктором передаваемая мощность Р = 3,6 кВт ближайший по каталогу электродвигатель (см. приложение, табл. П) 4А112МВ6У3: мощность 4 кВт синхронная частота вращения п 1000 об/мин; скольжение s = 5,1%; T п /Т ном = 2,0. Передаточное отношение ременной передачи Шкивы плоскоременных передач. Один из шкивов передачи выполняют с гладким ободом, второй (больший) — выпуклым (рис. 7.2). Материал шкивов при окружной скорости до 30 мс чугун СЧ 15: при большей скорости (порядка 30 - 50 мс) - сталь Л (не ниже для быстроходных передач ( V 50 мс) - алюминиевые сплавы. (7.22) (7.24) (7.23) 111 7.5. Расчет плоскоременной передачи № Определяемый параметр Численное значение 1 Частота вращения ведущего шкива, об/мин 2 Вращающий момент на ведущем валу, Н мм 3 Диаметр ведущего шкива, мм 4 Диаметр ведомого шкива, мм 5 Передаточное отношение 6 Межосевое расстояние, мм 7 Угол обхвата малого шкива 8 Длина ремня, мм 9 Скорость ремням с 10 Окружная сила, Н 11 Из табл. 7.1. выбираем ремень Б с числом прокладок z = 3, 0 = 1,5 мм, р = 3 Н/мм. Проверяем выполнение условия 0,025d 1 12 Коэффициент угла обхвата Со Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня, С 1,04 – 0,0004 v 2 ; (7.15) 14 Коэффициент режимы работы С р – по табл. 7.5. Для передачи к ленточному конвейеру при постоянной нагрузке С р = 1,0 15 Коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров передачи, С При наклоне до о принимаем С = 1 16 Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки, Н/мм 17 Ширина ремня, мм 18 Предварительное натяжение ремня, Н 112 Продолжение табл. 7.5. 19 Натяжение ветвей, Н 20 Напряжение от силы F 1 , МПа 21 Напряжение изгиба, МПа 22 Напряжение от центробежной силы, МПа 23 Максимальное напряжение, МПа 24 Проверка долговечности ремня 25 Нагрузка на валы передачи, Н Рис. 7.2. Шкив плоскоременной передачи Диаметры шкивов определяют расчетом по формуле (7.2) и округляют до стандартного значения. Ширину В обода назначают в зависимости т ширины b ремня, как указано в табл. 7.6. Шероховатость рабочей поверхности обода Ra 2,5 мкм. В зависимости от ширины обода определяют стрелу выпуклости по табл. 7.6. Толщина обода у края s = 0,005d + 3 мм толщина выступа на внутренней стропе обода для плавного сопряжения его со спинами (высота рифта) е = s + 0,02B. Шкивы диаметром до 300 мм выполняют обычно без спиц - с диском толщиной s 1 (0,8 1) s. Шкивы диаметром до 500 мм выполняют с числом спиц z = 4; при d > 500 мм z = 6. Спицы эллиптического сечения рассчитывают на изгиб принимают условно, что сила F 1 воспринимается z/3 спицами. Расчетное сечение спиц располагают условно в диаметральной плоскости, проходящей через центр шкива перпендикулярно оси спицы соотношение осей эллипса a : h = 0,4. Момент сопротивления одной спицы в условном сечении 7.6. Ширина В обода шкива в зависимости от ширины ремня по ГОСТ 17383-73). Размеры, мм b B b B b B b B 40 50 63 71 80 90 50 63 71 80 90 100 100 112 125 140 160 180 112 125 140 160 180 200 200 224 250 280 315 355 224 250 280 315 355 400 400 450 500 560 450 500 560 630 Ширина обода, В Диаметр шкива d 250-280 315- 355 400-450 500-560 630-1000 Стрела выпуклости у До 125 Св. 125 до 160 Св. 160 0,8 1,0 1,0 1,0 1,0 1,2 1,5 1,5 2,0 Условие прочности откуда Размеры осей эллипса в сечении спицы близ обода (7.24) 114 Длина ступицы шкива 1 = (1,5 2) d 0 (но рекомендуется не больше ширины обоlа): наружный диаметр ступицы d l = (1,8 2) d 0 , где d 0 — диаметр отверстия. В примере расчета плоскоременной передачи диаметр ведомого шкива d = 500 мм, ширина ремня b = 50 мм по табл. 7.6 находим В = 63 мм толщина обода у края s = 0,005 500 + 3 = 5,5 мм, принимаем s = мм рифте В = = 6 + 0,02 • 63 7,5 мм стрела выпуклости (по табл. 7.6) у = 1,0 мм. Оси эллипса в условном сечении спицы — по формуле (7.24) при z = Здесь для чугуна принято и = 30 МПа = 30 Н/мм 2 . Принимаем h = мм a = 0,4h = 0,4 40 = 16 мм h 1 = 0,8 40 = 32 мм а = 0,8 16 13 мм. |