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 (nh < 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 и в зацепление или подаваемые к смазочным точкам пресс-масленками.
§ 6.4. ПРИМЕР РАСЧЕТА ВОЛНОВОЙ ПЕРЕДАЧИ
Техническое задание. Определить основные параметры волновой передачи по следующим данным: nh = 960 об/мин: n2 = 8 об/мин; вращающий момент на ведомом вату Т2 = 60 105 Н мм; срок службы Lh = 3000 ч. Материал гибкого колеса - сталь 30ХН3А ( в = 900 МПа: -1 = 450 МПа: -1 = 260 МПа). Нагрузка меняется по отнулевому циклу.
Выбираем конструкцию передачи с кулачковым генератором — двухволновую.
1. Передаточное отношение
Этот результат не выходит за пределы рациональных значений i, указанных в табл. 6.1 для схемы 1. Для двухволновой передачи nw = 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
101
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. П9 приложения подшипник 848, имеющий размеры D = 320 мм, d = 240 мм, В = 48 мм. Максимальная частота вращения пmax = 1000 об/мин.
7. Окончательное значение модуля
ближайшее стандартное значение т = 1,25 мм.
8.Окончательное число зубьев гибкого колеса при принятых значениях D
ит по формуле (6.16)
Число зубьев жесткого колеса при nw = 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)
102
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)
103
по формуле (6.30)
Так как [S ] = 1,51,8, 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)
КF — коэффициент головки зуба гибкого колеса, принимаем равным 0,4 при глубине захода h3 = 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.
104
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, та и 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, но не 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 п1 вала двигателя и п2 - ведомого шкива. Пе-
105
7.1. Ремни плоские резинотканевые (по ГОСТ 23831-79)
Технические характеристики прокладок |
|
Прокладки из ткани |
|
|
|
Б-800 |
БКНЛ |
ТА-150, |
ТК-200 |
|
|
|
ТК-150 |
|
Номинальная прочность, |
|
|
|
|
Н/мм ширины прокладки: |
|
|
|
|
по основе |
55 |
55 |
150 |
200 |
по утку |
16 |
20 |
65 |
65 |
Наибольшая допускаемая нагрузка 0 на про- |
|
|
|
|
кладку. Н/мм ширины |
3 |
3 |
10 |
13 |
Расчетная толщина прокладки с резиновой |
|
|
|
|
прослойкой, мм |
1,5 |
1,2 |
1,2 |
1,3 |
Поверхностная плотность прокладки с резино- |
|
|
|
|
вой прослойкой, кг/м2 |
1,6 |
1,3 |
1,3 |
1,4 |
Число прокладок при ширине ремня В, мм: |
|
|
|
|
20-71 |
3-5 |
3-5 |
- |
- |
80-112 |
3-6 |
3-6 |
- |
- |
125-560 |
3-6 |
3-6 |
3-4 |
3-4 |
|
|
|
|
|
П р и м е ч а н и я: 1. |
Ткани прокладок: Б-800 – хлопчатобумажная, БКНЛ – из нитей полиэфира и хлопка; |
|
ТК-150, ТА-150, 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/м2; z - число прокладок; - толщина обкладки, м; b – ширина ремня, м; 1 – длина ремня, м; число 1150 – плотность резиновой обкладки, кг/м3.
7.2. Ремни кожаные
(по ГОСТ 18679-73)
Толщина |
|
Ширина b, мм |
|
||
, мм |
|
|
|
|
|
3 |
16; |
20; |
25 |
|
|
3,5 |
32; |
40; |
50 |
|
|
4 |
63; |
71 |
|
|
|
4,5 |
80; |
90; |
100; |
112 |
|
5 |
125; |
140 |
|
|
|
5,5 |
160; |
180; |
200; |
240; |
|
|
250; |
280; |
355; |
400; |
|
|
450; |
500; |
560 |
|
|
7.3. Ремни хлопчатобумажные цельнотканые (по ГОСТ 6982-75)
Толщина |
|
|
Ширина b, мм |
|
|||||
, мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4,5 |
30; |
40; |
50; |
60; |
75; |
90; |
100 |
||
6,5 |
30; |
40; |
50; |
60; |
75; |
90; |
100; |
||
|
115; |
125; |
150; |
175 |
|
|
|||
8,5 |
50; |
60; |
75; |
90; |
100; |
(115); |
|||
|
125; |
150; |
(175); |
200; |
(224); |
||||
|
250 |
|
|
|
|
|
|
|
|
ПРИМЕЧАНИЕ. В скобках указаны нерекомендуемые значения ширины ремня
редаточное отношение ременной передачи определяют из кинематического расчета привода, как указано в гл. 1.
Вращающий момент на валу ведущего шкива (Н • м) находят по формуле
(7.1)
106
где Р — мощность, Вт; 1 — в рад/с; п1 — в об/мин.
Диамегр ведущего шкива (мм) вычисляют по эмпирической зависимости
(7.2)
где Т1 – в Н . мм.
По найденному значению подбирают диаметр шкива из стандартного ря-
да 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 :
(7.3)
для передач с регулируемым натяжением ремня = 0,01
По вычисленному значению d2 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
(7.4)
Межосевое расстояние передачи (см. рис. 7.1)
(7.5)
Угол обхвата малого шкива
(7.6)
Длина ремня (без учета припуска на соединение концов)
(7.7)
Расчетная скорость ремня, м/с
(7.8)
где d1 в м.
Силы, действующие в ременной передаче, Н: окружная
(7.9)
107
натяжение ведущей ветви
натяжение ведомой ветви |
(7.10) |
где F0 – предварительное натяжение каждой ветви, опрделяемое по формуле
(7.11)
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
(7.12)
здесь z – число прокладок, выбираемое по табл. 7.1: [р] – допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки.
(7.13)
3начения р0 (наибольшей допускаемой нагрузки на 1 мм ширины прокладки) приведены в табл. 7.1: коэффициент С учитывает влияние угла обхвата ремнем меньшего шкива:
(7.14)
коэффициент
(7.15)
он учитывает влияние скорости ремня: коэффициент Ср, 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 60о, то принимают С = 1; при > 60о С = 0,9; при > 80о 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
(7.16)
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
108
по формуле (7.12)
7.4. Значения коэффициента Ср для ременных передач oт асинхронных двигателей с короткозамкнутым ротором
Характер нагрузки |
Типы машин |
Ср |
|
|
|
С незначительными колебаниями, |
Ленточные конвейеры; станки токарные, |
1,0 |
пусковая нагрузка до 120% номи- |
сверлильные, шлифовальные |
|
нальной |
|
|
С умеренными колебаниями, пус- |
Пластинчатые конвейеры; станки фрезерные, |
0,9 |
ковая нагрузка до 150% номи- |
револьверные, плоскошлифовальные; насосы |
|
нальной |
и компрессоры поршневые |
|
Со значительными колебаниями, |
Конвейеры винтовые и скребовые, ковшовые |
0,8 |
пусковая нагрузка до 200% номи- |
элеваторы: станки строгальные и долбежные; |
|
нальной |
прессы винтовые и эксцентриковые |
|
С резкими колебаниями, пусковая |
Лесопильные рамы: шаровые мельницы, дро- |
0,7 |
нагрузка до 300% номинальной |
билки, молоты; подъемники |
|
При расчете сечений кожаных и хлопчатобумажных ремней определяют площадь поперечного сечения ремня по формуле
(7.17)
где [k] = k0C СvCpC .
Здесь [k] — допускаемая удельная окружная сила на единицу площади поперечного сечения ремня, МПа (численно МПа = Н/мм2): при 1 = 180o, скорости ремня v = 10 м/с, = 0o и 0 = 1,8 МПа принимают для кожаных ремней k0=2,2 МПа, для хлопчатобумажных k0 = 1,7. Значения коэффициентов С , Сv, Ср и С такие же, как и для передач резинотканевыми ремнями. Толщина ремней 0,03 d1. Ширину ремня выбирают по табл. 7.2 или 7.3 так, чтобы было соблюдено условие (7.17). Максимальное напряжение в сечении ремня
(7.18)
где напряжение от растяжения
(7.19)
напряжение от изгиба ремня
(7.20)
для кожаных и резинотканевых ремней Еи = 100200 МПа, для хлопчатобумажных Еи = 5080 МПа. Напряжение oт центробежной силы
(7.21)
109
плотность ремня = 11001200 кг/м3: 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 равным 107) и от числа пробегов за все время эксплуатации N = 2 3600Н0 , где = v/L— число пробегов ремня в секунду; долговечность, ч
(7.22)
- коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения i; Сн = 2 при периодически изменяющейся нагрузке от нуля до номинального значения; Сн = 1 при постоянной нагрузке. Рекомендуемая долговечность Н0 не меньше 2000 ч.
Haгрузку на валы ременной передачи определяют в зависимости от способа регулирования натяжения ремня:
при автоматическом регулировании
(7.23)
при периодическом регулировании
(7.24)
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. П1) 4А112МВ6У3: мощность 4 кВт; синхронная частота вращения пc = 1000 об/мин; скольжение s = 5,1%; Tп/Тном = 2,0. Передаточное отношение ре-
менной 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 м/с —чугун СЧ 15: при большей скорости (порядка 30 - 50 м/с) - сталь 25Л (не ниже): для быстроходных передач (V 50 м/с) - алюминиевые сплавы.
110