m34700

52

– ширина колеса из условия получения необходимого угла обхвата червяка колесом для 2= 1000 b2 0,8 d1 , а для четырехзаходных b2 0,7d1;

– предусматривается возможность регулировки положения средней плоскости колеса относительно червяка (проверяют по пятну контакта – краской).

Особенности конструкций червячных колес на рис. 2.10.

2.3.4. Вопросы анализа производственных ситуаций и контроля знаний обучаемых

Пример вопроса и ответа 1. Во сколько раз ориентировочно необходимо изменить ос-

новные размеры червячной передачи, чтобы сохранить ее нагрузочную способность (передаваемый вращающий момент) в случае необходимости использовать менее качественный материал (бронзу) червячного колеса, для которого все допускаемые напряжения уменьшаются в 1,5 раза. Передача спроектирована оптимально все расчетные напряжения равны допускаемым.

Ответ 1) Критерии работоспособности и расчета:

н н ; формула 2.5, выбранная для анализа;

2) Из формулы 2.5, преобразованной для удобства анализа возведением в квадрат всех ее частей (для исключения знака радикала), следует, что основные взаимосвязанные размеры d1 и d2 необходимо увеличить так, чтобы Т2 не изменялся при уменьшении н в 1,5 раза. Очевидно, что для сохранения равенства при уменьшении правой части уравнения в 1,52 = 2,25 раза, значение d 22 d1 необходимо увеличить в 2,25 раза.

Это можно осуществить увеличением модуля зацепления, учитывая, что d2=mz2, d1 = mq. В связи с тем, что d 22 d1 = (mz2 )2 mq = m3z 22 q, необходимо увеличить модуль в 3 2,25 раза по условию прочности по н.

53

3) Из формулы 2.6 следует, что для сохранения Т2 (пропорционального Ft2) достаточно модуль зацепления увеличить в 1,5 раза, чтобы обеспечить прочность зубьев по F.

4) Общее заключение.

Для сохранения неизменным передаваемого вращающего момента модуль зацепления требуется увеличить в 1,5 раза, обеспечив прочность зубьев по F и с некоторым запасом по н.

Для более глубокого анализа необходимо учесть, что с увеличением диаметров червяка и червячного колеса увеличиваются их окружные скорости и, следовательно, динамические нагрузки (коэффициенты Кнv ). Тогда для сохранения Т2 модуль зацепления необходимо увеличить несколько больше, чем в 1,5 раза.

Могут быть рассмотрены и другие варианты изменения параметров передачи.

Примеры вопросов:

1.Как изменится нагрузочная способность закрытой червячной передачи, если все допускаемые напряжения увеличить в 1, 5 раза за счет лучших материалов. Передача спроектирована с расчетными напряжениями, равными допускаемым.

2. Как изменится нагрузочная способность оптимально спроектированной закрытой червячной передачи (все = [ ]), если ее основные размеры увеличить в 2 раза. Допускаемые напряжения неизменны.

2.4. Редукторы. Выбор по каталогам

Лидирующее положение в России и СНГ на рынке редукторов, мотор-редукторов и другой приводной техники за последние десять лет занял научно-технологический центр "Редуктор". Основная номенклатура предприятия удовлетворяет возрастающему спросу в редукторах по типам и размерам.

Каталог НТЦ "Редуктор" "Червячные редукторы и моторредукторы" содержит изделия четырех видов: червячные (Ч, МЧ), цилиндро-червячные (ЦЧ, МЦЧ), червячные двухступенчатые (Ч2, МЧ2), цилиндро-червячные трехступенчатые (ЦЧ2, МЧ2) с межосевыми расстояниями 20…500 мм и диапазоном передаточ-

54

ных чисел 8…12500. Приведем для использования в курсовом и дипломном проектировании материал по техническим характеристикам, габаритно-присоединительным размерам, рекомендации по выбору типоразмеров редукторов.

Червячные редукторы сконструированы по модульному принципу, что позволяет расширить количество вариантов исполнения и значительно сократить сроки сборки.

Выбор редуктора состоит в определении по таблицам мощности каталога его типоразмера в зависимости от:

–технических характеристик, предъявляемых к выбранному редуктору (передаваемой мощности, частоты вращения тихоходного вала, передаточного числа);

–условий и режимов эксплуатации (скорость вращения быстроходного вала, характер передаваемой нагрузки, частота пусков, продолжительность суточной работы, наличие упругих элементов (муфт), смягчающих динамические нагрузки, тип смазки и др.).

Учитываются и требуемые конструктивные особенности редуктора:

–крепление (на лапах, на фланце, насадное на шлицевом или шпоночном валу);

–особенности концов быстроходного и тихоходного валов. Выбор типа редуктора проводят по требуемому передаточ-

ному числу. Если оно в диапазоне 8…80, выбирают червячный, 16…200 – цилиндрочервячный, 100…4000 – червячный двухступенчатый, 200…12500 – цилиндро-червячный трехступенчатый.

Выбор габарита редуктора производится по таблице мощностей, соответствующей выбранному типу редуктора, и состоит в определении его межосевого расстояния.

В отличие от последовательности действий, рекомендуемых

вкаталоге предлагается следующий упрощенный алгоритм. Порядок выбора габарита червячных и зубчато-червячных

редукторов (с учетом рекомендаций НТЦ "Редуктор"). 1. Подготовить исходные данные:

uн – передаточное число номинальное;

М2ном – номинальный требуемый крутящий момент на выходном валу;

n1н – требуемая частота вращения быстроходного вала;

55

–характер передаваемой нагрузки (см. ниже К1);

–продолжительность суточной работы (см. К2);

–частота пусков (см. К3);

–наличие реверсивного движения (см. К4);

–режим ввода редуктора в эксплуатацию (см. К5);

–расположение червячной пары в пространстве (см. К6);

–тип смазки (см К7);

–температура окружающей среды (см. К8);

–наличие упругих элементов (муфты, ремни и др.) на быстроходном и тихоходном валах редуктора.

2.Определить расчетно-эксплуатационное значение крутящего момента М2р на тихоходном валу:

М2р = М2номКэ ,

где Кэ – эксплуатационный коэффициент Кэ = К1К2К3К4К5К6К7К8.

К1 – коэффициент характера работы, принимаемый 1, если характер нагрузки ровный; 1,1 – слабые толчки; 1,2 – толчки средней силы; 1,3 – сильные толчки;

К2 – коэффициент продолжительности работы, принимаемый 0,7, если число часов работы в сутки до 1; 1,0 – до 8; 1,1 – до

14; 1,2 – больше 14;

К3 – коэффициент частоты пусков, принимаемый 1,0 при наличии упругих элементов на быстроходном и тихоходном валах и частоте пусков в час до 10;1,05 – 10…50 пусков и 1,1 – свыше 50; если упругого элемента нет на тихоходном валу, то К3 равен соответственно 1,15; 1,2;1,3; если упругого элемента нет на обоих валах, то К3 равен соответственно 1,2;1,3;1,4;

К4 – коэффициент реверсивных пусков, принимаемый 1 при отсутствии реверса или, если они производятся после остановки более 10 с; в других случаях он равен 1,1 …1,6 в зависимости от продолжительности остановки и межосевого расстояния;

К5 – коэффициент режима ввода редуктора в эксплуатацию, принимаемый 1 при ступенчатом повышении нагрузки от 0,7 до 1,0 Т2 в течение 100…200 час (режим обкатки); при вводе сразу на номинальную нагрузку он равен 1,0…1,3 в зависимости от межосевого расстояния и передаточного числа редуктора;

56

К6 – коэффициент расположения червячной пары в пространстве, принимаемый 1, если червяк под колесом; в других случаях он равен 1,0…1,3, причем большие значения для больших межосевых расстояний;

К7 – коэффициент смазки, принимаемый 0,8 при смазке синтетической с присадкой; 1,0 – при синтетической; 1,2 – при минеральной;

К8 – температурный коэффициент, принимаемый в зависимости от температуры окружающей среды и продолжительности включения (ПВ % – 100,80,60,40 и 20) в диапазоне 0,7…1,6 –

большие значения при повышении температуры и ПВ; К8 =1,0 при температуре до 200 и только для ПВ=40% - 0,9, а ПВ=20% - 0,8.

3.По таблице мощностей выбирается габарит редуктора (Аw

–межосевое расстояние) по значению передаточного числа uн и условию Мр2 М2 по строке ближайшей частоты вращения n1 к

величине n1н.

Значение М2 при определенных n1н. и uн записывается в результаты выбора.

4. По данным каталога устанавливаются условное обозначение редуктора и его основные размеры и масса.

При необходимости уточняются кинематические и нагрузочные параметры привода.

Каталоги НТЦ «Редуктор» содержат информацию о зубчатых редукторах, в т. ч. следующих типов:

–цилиндрические горизонтальные одноступенчатые (1ЦУ)

смежосевыми расстояниями (Аw) 100…250 мм и диапазоном передаточных чисел (u) 1,6…6,3;

–цилиндрические горизонтальные двухступенчатые (1Ц2У)

сАw =100…250 и u = 8…40;

–цилиндрические одноступенчатые соосные (Ц) с u =1,6…6,3;

–цилиндрические двухступенчатые соосные (Ц2С) с u =

8…50;

–цилиндрические трехступенчатые соосные (Ц3С) с u = 40…200.

Порядок выбора габарита зубчатых редукторов (с учетом рекомендаций НТЦ "Редуктор").

57

1. Подготовить исходные данные:

uн – требуемое передаточное число редуктора, обычно выбираемое из ряда для редукторов данного типа;

n1н - требуемая частота вращения быстроходного вала; n 2н – требуемая частота вращения тихоходного вала;

– характер передаваемой нагрузки (равномерная, средние толчки, сильные толчки);

– продолжительность суточной работы (4 часа, 8,16,24);

– частота пусков ( 10, 10…100, 100);

–температура окружающей среды.

2.Определить расчетно-эксплуатационное значение крутящего момента М2р на тихоходном валу.

М2р =М2ном Кэ,

где Кэ =К1 К2, К1 – коэффициент характера службы, принимаемый из таб-

лицы (в учебном проектировании 1,2).

К2 – температурный коэффициент, принимаемый равным 1 при температуре окружающей среды до 200; 1,1 - 300; 1,2 - 400; 1,3

–500.

3.По таблице мощностей выбирается ближайшее к uн передаточное число редуктора (u), а с учетом условия М2р М2 по строке ближайшей частоты вращения n1 или n2 определяется габарит редуктора (Аw – межосевое расстояние).

Частота вращения (окружная скорость зубчатых колес) влияет на динамические нагрузки. Ее снижение ведет к некоторому повышению нагрузочной способности редуктора (М2).

4.По данным каталога устанавливаются условное обозначение редуктора и его основные размеры и масса. При необходимости уточняются кинематические и нагрузочные параметры привода.

Примечание. При выборе редуктора из каталога, где таблица мощностей не предусмотрена, а указана только величина кру-

тящего момента на выходном валу Мт при определенной частоте вращения быстроходного вала (обычно 1500 об./мин), достаточно выполнить условие М2р Мт .

58

2.5. Ременные передачи

2.5.1.Критерии работоспособности

Плоско- и клиноременная передачи применяются обычно в качестве быстроходной ступени привода при установке ведущего шкива (рис. 2.11) на вал двигателя.

Рис. 2.11

Реже используются круглоременные и зубчатые ременные передачи.

Основные достоинства: простота конструкций, сравнительно малая стоимость, способность передавать вращательное движение на большие расстояния и работать с высокими скоростями, плавность работы и малый шум, малая чувствительность к

59

толчкам, ударам и перегрузкам, простота обслуживания и регулировок.

Основные недостатки: невысокая долговечность ремня, большие габариты, значительные нагрузки на валы и опоры, непостоянство передаточного отношения, накопление статического электричества.

Основные критерии работоспособности: 1) тяговая способность, 2) долговечность ремня. Главным является расчет по тяговой способности. Приемлемая долговечность ремней обеспечивается выбором рациональных параметров.

2.5.2. Базовые формулы алгоритмов расчета клиноременных передач

Расчетные схемы (модели) для ременных передач, несмотря на внешнюю простоту их геометрии, отличаются учетом таких непростых особенностей взаимодействия ремней и шкивов, как:

1) упругое скольжение ремня по шкиву (в клиноременных – движение ремня в ручье шкива по спирали);

2)разнообразие сил и напряжений в ремнях, отличающихся неоднородной структурой по поперечному сечению и т. п.;

3)триботехнические проблемы контакта ремней и шкивов, не позволяющие разработать надежные аналитические методы расчета по основным критериям работоспособности.

Тяговая способность и долговечность ременных передач в значительной степени определяются силами и условными напряжениями в ремнях.

Окружная сила передачи, передаваемая ремнем с ведущего шкива диаметром d1 на ведомый,

Ft = 2T1/d1.

Ременная передача является фрикционной, поэтому предварительное начальное натяжение F0 необходимо. Из условия равновесия следует, что натяжение ведущей ветви ремня F1 увеличится, а ведомой F2 уменьшится. Тогда

F1= F0 +Ft/2 и F2= F0 -Ft/2

вследствие того, что F1 – F2 = Ft.

60

Тяговая способность передачи определяется силами трения между ремнем и шкивом. Установлена связь (задача Л. Эйлера) сил натяжения F1 и F2 с нагрузкой Ft и факторами трения – коэффициентом трения f и углом обхвата шкива :

F1 = F2 ef .

При круговом движении ремня под действием центробежных сил действие предварительного натяжения ослабляется, и тем самым снижается тяговая способность передачи, но это существенно только при скорости ремня более 20 м/с.

Аналитический расчет тяговой способности ременных передач не дает приемлемой точности из-за нестабильности факторов трения, и поэтому алгоритмы расчета базируются на экспериментальных данных испытаний в типовых условиях.

Напряжения (при известных допущениях) от действующих сил, а также от изгиба ремня на шкивах при переменном характере их значения за каждый пробег ремня определяют его долго- вечность. Однако аналитический расчет с приемлемой точностью затруднен из-за нестабильности свойств материалов и других факторов.

Базовая формула алгоритмов расчета по тяговой способности в соответствии с ГОСТ 1284.3 – 80 предусматривает вычисление числа ремней Z определенного сечения для передачи мощности Р на ведущем валу:

где Сz – коэффициент числа ремней, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ремням;

Сl – коэффициент длины ремня (косвенно учитывает частоту пробегов ремня), учитывающий отличие выбираемой длины ремня от базовой, принятой при испытании в условиях типовой пе-