5.3.3 Методика виконання кінематичних розрахунків

Величина фактичної продуктивності проектованого об’єкта є вихідним фактором для визначення основних кінематичних параметрів робочих органів. Робочі органи, що обробляють сировину (безперервно чи періодично), повинні мати певний ритм руху, рухатись з певною швидкістю чи частотою обертання. Це необхідно для одержання одиниці продукту (чи одиниці маси) в точно визначений проміжок часу (робочий цикл), який, як відомо, є величиною зворотною до продуктивності машини. Отже, визначивши робочий цикл машини, студент може знайти потрібний ритм роботи її окремих робочих органів, а при відомих конструктивних параметрах останніх визначити їх необхідні швидкості руху.

Це загальна схема визначення кінематичних параметрів проектованого об’єкта. Конкретні методи їх розрахунку залежать від багатьох факторів, які залежать, як від конструктивних особливостей проектованого обладнання, так і від властивостей оброблюваної сировини, особливостей здійснюваного в машині технологічного процесу, видів використовуваних механізмів та багато іншого. Узагальнені етапи кінематичних розрахунків:

1. по задній продуктивності машини визначити ритм видачі виробів;

2. по часу робочого циклу та відомих величин ходів чи кроків виконавчих механізмів визначити їх швидкості частоту обертання ведучих ланок;

3. для машин, які перероблюють масу продукту, можна визначити вказані кінематичні параметри, користуючись формулами продуктивності (для цього формули перетворюються в рівняння, виражені відносно кінематичних параметрів, що визначаються, зазвичай, відносно швидкості);

4. слід пам’ятати, що дані розглядуваного технологічного розрахунку по визначенню кінематичних параметрів є основними, вихідними для подальшого проведення кінематичного розрахунку всіх приводних кінематичних ланцюгів проектованого об’єкта, тобто частота обертання останньою ведучої ланки кінематичного механізму повинна визначатись технологічним розрахунком з умови необхідної якості обробки сировини;

5. одержані кінематичні параметри основних робочих органів машини необхідно перевірити на оптимальні та критичні значення.

Велике значення має величина прискорення робочого органу, оскільки при великому прискорені зростає сила інерції, яка діє на оброблюваний об’єкт і на робочий орган. При великому значені сили інерції (критичному прискорені) може порушиться запланований зв’язок робочого органу і продукту, в результаті чого технологічна операція буде виконана неякісно.

Прямозубі і косозубі циліндричні і прямозубі конічні передачі.

Задають чи вибирають кількість зубців коліс у відповідності з кінематичним розрахунком та конструктивним міркуваннями. Мінімально можливе число зубів колеса – 17.

Задають (для ненавантажених передач) чи визначають розрахунком на міцність модуль зачеплення передачі m (мм), округлюючи його до найближчого більшого значення. Кращий ряд модулів наступний: 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12 ; 16; 20.

Для косозубих передач додатково визначають торцевий модуль, знаючи кут нахилу зубів на ділильному циліндрі (β=8…22^о).

Для конічних передач задають (з конструктивних міркувань) кут між осями коліс.

Розрахунково визначають:

• діаметри ділильних кіл коліс;

• міжосьову відстань між колесами;

• кут ділильного конуса коліс;

• діаметри кіл виступів коліс;

• довжину твірної ділильного конуса.

Задають (з конструктивних міркувань) ширину зубчастого вінця колеса. Допускається підбирати ширину зубчастого вінця колеса b (мм) за таким співвідношенням:

для прямозубих коліс b=(2…6)m;

для косозубих коліс b=(5…10)m;

для конічних коліс b=(0,25…0,3)L.

де m – нормальний модуль зачеплення, мм;

L – довжина твірної ділильного конуса, мм.

Проводять перевірку на міцність зубчастої пари по допустимому напруженні згинання і допустимому контактному напруженні для матеріалу зуба коліс. У випадку одержання незадовільного результату збільшують величину модуля чи ширину зубчастого вінця колеса, а іноді і те і інше разом. Потім виконують повторний розрахунок зубчастої пари за вище викладеною методикою.

Черв’ячні передачі.

Задають чи вибирають число заходів черв’яка і число зубців черв’ячного колеса у відповідності з кінематичним розрахунком та конструктивними міркуваннями.

Слід пам’ятати, що:

• точність однозаходних черв’яків звичайно вище точності багатозаходних;

• число заходів черв’яків більше чотирьох застосовувати не рекомендується;

• число зубців черв’ячного колеса повинно знаходитись в межах від 30 до 70 (оптимальний режим роботи пари).

Задають (в ненавантажених передачах) чи визначають розрахунком осьовий модуль зачеплення, округлюючи його до ближчого більшого значення. Кращій ряд модулів такий: 1; 1,25; 1,6; 2; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10.

Визначають умовний кут обхвату черв’ячного колеса. Допускається підібрати кут обхвату (град) за таким відношенням:

• для силових передач 90…120;

• для невідповідальних передач 60…90;

• для несилових відповідальних передач 45…60.

Визначають коефіцієнт q, що враховує число модулів в діаметри ділильного кола черв’яка. Допускається використовувати табличні значення коефіцієнтів q: 8; 10; 12,5; 16; 20; 25.

Розрахунком визначають:

• діаметри ділильних кіл колеса і черв’яка;

• міжосьову відстань між колесом і черв’яком;

• діаметри кіл виступів черв’яка і колеса;

• довжину нарізної частини черв’яка;

• ширину черв’ячного колеса.

Проводять перевірку на міцність зубчастої пари по допустимим напруженням згинання і контактному напруженню для матеріалу зубчастої пари.

Ланцюгові передачі

Задають чи вибирають:

• число зубів зірок у відповідності з кінематичним розрахунком та конструктивними міркуваннями. Мінімально можливе число зубців зірочки z_min =9…11;

• крок застосованого ланцюга t (мм) у залежності від частоти обертання меншої зірки і числи її зубів. Необхідно мати на увазі, що із збільшенням кроку ланцюга збільшується нерівномірність руху привода і зростають ударні навантаження. Вибраний втулково-роликовий ланцюг перевіряють на працездатність по числу ударів ланки в секунду, яке визначають після знаходження кількості ланок ланцюга;

• міжосьову відстань між зірками. Найбільша відстань А_max = 80∙t.

Розрахунком визначають:

• швидкість набігання ланцюга на зірку чи середню швидкість ланцюга;

• кількість ланок ланцюга, значення якого бажано округлити до ближчого парного числа;

• уточнюють розрахункову міжосьову відстань між зірками;

• визначають навантаження на вали і опори зірок;

• проводять перевірку вибраного ланцюга по допустимим питомим тиском в шарнірах та розривному зусиллю;

• визначають номінально допустиму потужність, що передається розрахованою ланцюгового передачею.

Пасові передачі.

Задають чи вибирають:

• діаметри шківів у відповідності з кінематичним розрахунком та конструктивними міркуваннями;

• міжосьову відстань між шківами у відповідності з конструктивними міркуваннями.

Розрахунком визначають:

• кут обхвату меншого шківа ременем (для плоско-пасових передач мінімальний кут обхвату 150^о, для клинопасової передачі мінімальний кут обхвату 120^о);

• довжину ременя (для клинопасової передачі розрахункову довжину ременя округлюють до ближчого стандартного значення);

• після цього визначають остаточно міжосьову відстань;

• ширину ременя для плоскопасової передачі;

• допустиму потужність, що передає пасова передача;

• переріз і кількість клинових ременів у залежності від потужності що передається та швидкості ременів;

• число пробігів приводних ременів в одиницю часу для забезпечення нормальної довговічності.

Вантажні чи ходові гвинтові передачі.

Розрахунком визначають (орієнтовно):

• внутрішній діаметр гвинта по заниженому (приблизно на 30%) допустимому напруженню;

• крок гвинта з умови, що повинно бути самогальмування гвинта, тобто кут підйому гвинтової лінії повинен бути менше кута тертя в зачеплені.

Перевіряють:

• міцність гвинта на сумісну дію стискання й кручення по допустимому зведеному напруженню;

• на стійкість гвинта (повздовжнє згинання) по формулі Ейлера при умові, що гнучкість стержня більше граничної, тобто 4(l/d) ≥100 (для сталі), де l – довжина стержня (м), d – зовнішній діаметр гвинта (м). При гнучкості менше граничної гвинт перевіряють по критичному напруженні. При гнучкості менше 60 розрахунок на стійкість не проводять.

Розрахунком визначають:

• висоту гайки;

• умову, необхідну для підйому вантажу (для вантажного гвинта), і швидкість переміщення гайки.

Храпові передачі.

Попередньо визначають чи задаються числом зубів храпового колеса у відповідності з необхідним кутом повороту храпового колеса за один кінематичний цикл механізму.

Визначають:

• фактичний кут повороту храпового колеса;

• ширину зубчастого вінця храпового колеса;

• модуль храпового колеса – округлюючи його до нормального;

• діаметр кола виступів храпового колеса.

Перевіряють храпову передачу на лінійний питомий тиск. У випадку отримання незадовільного результату збільшують модуль чи ширину зубчастого вінця храпового колеса, а іноді і те і інше разом. Потім проводять повторний розрахунок передачі за вище описаною методикою.