Методички / Курсовое проектирование деталей машин
.pdf
Wвд 632 / 1000 4,187 103 5 0,03103 м3 / с 0,0310 3 6 104 1,8дм3 / мин.
Температура воды на выходе из змеевика – формула (136):
t1 20 5 25 С.
Назначены: скорость потока воды в трубе, vвд = 0,4 м/с (табл. 22) и внутрен-
ний диаметр трубы d1 = 10 мм, что обеспечивает расход воды W вд = 1,88 дм3/мин.
Требуемый внутренний диаметр трубы – формула (137):
d1 4,6 
1,8/ 0,4 9,8мм.
Вывод. Внутренний диаметр трубы принят верно.
Перепад температур масла и воды в начале змеевика при установленной температуре масла tм = 70ºС:
tн = 70 – 20 = 50º.
Конечный температурный перепад:
tк 70 25 45 .
Средний температурный перепад:
tср 0,5 (50 45) 47,5 .
Наружная поверхность охлаждения змеевика при К зм = 165 Вт/(м2ºС) из табл. 22 определена по формуле (137):
Aзм 632 / 165 47,5 0,08м2 .
Длина трубы при A0 = 0,041 м2/м (табл. 20) l = 0,08/0,041 ≈ 2 м.
Пример 12. Рассчитать червячную передачу на ЭВМ по исходным данным примера 11: мощность P1 = 5 кВт; передаточное число u = 16; частоты вращения
п1 = 950 об/мин; n2 59,4об / мин ; Вращающие моменты на валах
T1 50,3Н м, T2 643Н м; ресурс t = 16000 ч. Нагрузка реверсивная постоян-
ная. Недостающими данными задаться.
Решение.
Расчёты выполнены в компьютерной системе APM WINMACHINE (модуль
TRANS – трансмиссия). Расчёт на ЭВМ выполнен по вышеприведенному алго-
ритму. Распечатка компьютерных данных приведена на рис. 21.
Заданные параметры |
|
|
|
||
Передача : |
|
Червячная |
|
||
Тип расчета : |
|
Проектировочный |
|
||
|
Основные данные |
|
|
|
|
Рабочий режим передачи |
|
|
Постоянный |
|
|
Материал венца колеса |
|
|
|
БрО10Ф1 |
|
Нереверсивная передача |
|
|
|
|
|
Момент вращения на ведомом валу, Нм |
|
643.00 |
|
||
Частота вращения ведомого вала, об./мин. |
|
59.00 |
|
||
Передаточное число |
|
|
16.00 |
|
|
Ресурс, час |
|
|
16000.00 |
|
|
Результаты АPМ Trans |
|
|
|
||
Группа результатов 1 . Общие параметры |
|
|
|
|
|
Описание |
Символ |
Червяка |
|
Колесо |
Единицы |
Межосевое расстояние |
aw |
|
200.000 |
мм |
|
Модуль |
m |
|
10.0 |
мм |
|
Коэффициент диаметра |
q |
|
8.0 |
|
- |
Коэффициент смещения |
x |
|
0.00 |
- |
|
Мощность на червяке |
P |
|
4.725 |
кВт |
|
КПД передачи |
|
|
0.841 |
- |
|
Число зубьев |
z |
|
|
|
|
Шестерня |
|
|
2 |
|
- |
Колесо |
|
|
32 |
|
- |
Таблица 2 . Силы |
|
|
|
|
|
Описание |
Символ |
Червяка |
|
Колеса |
Единицы |
Осевая сила |
Fa |
4018.750 |
|
1194.946 |
Н |
Радиальная сила |
Fr |
1478.999 |
|
1478.999 |
Н |
Тангенциальная сила |
Ft |
1194.946 |
|
4018.750 |
Н |
Плечо приложения силы |
R |
40.000 |
|
160.000 |
мм |
Таблица 3 . Геометрические параметры |
|
|
|
|
|
Описание |
Символ |
Червяка |
|
Колеса |
Единицы |
Делительный угол подьёма |
|
|
14.036 |
град. |
|
Начальный угол подьёма |
w |
|
14.036 |
град. |
|
Делительный диаметр |
d |
80.000 |
|
320.000 |
мм |
Начальный диаметр |
dW1 |
|
80.000 |
мм |
|
Высота витка червяка |
h1 |
|
22.000 |
мм |
|
Высота головки витка червяка |
ha1 |
|
10.000 |
мм |
|
Диаметр вершин |
da |
100.000 |
|
340.00 |
мм |
Наибольший диаметр червячного |
daM2 |
|
355.000 |
мм |
|
колеса |
|
|
|
|
|
Радиус кривизны переходной кривой |
f1 |
|
3.000 |
мм |
|
червяка |
|
|
|
|
|
Длина нарезанной части червяка |
b1 |
|
159.000 |
мм |
|
Ширина венца червячного колеса |
b2 |
|
67.000 |
мм |
|
Радиус выемки поверхности вершин |
r |
|
30.000 |
мм |
|
зубьев червячного колеса |
|
|
|
|
|
Диаметр впадин |
df |
56.000 |
|
296.000 |
мм |
Рис. 21. Распечатка параметров червячной передачи
15. РАСЧЁТ КЛИНОРЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Ремённые передачи относятся к передачам трением, точнее сцеплением.
Они состоят из шкивов, охватываемых ремнями в состоянии натяжения.
Наибольшее распространение получили клиноремённые передачи, обладающие более высокой тяговой способностью и меньшими габаритами, чем плоскоремён-
ные передачи. Все ремённые передачи, кроме зубчаторемённых, требуют приме-
нения натяжных устройств, поддерживающих или восстанавливающих натяжение ремня. Основными критериями работоспособности и расчёта ремённых передач являются тяговая способность и долговечность.
Тяговая способность - комплексный критерий, учитывающий прочность материала ремня и его способность к сцеплению с материалом шкива. Клиновые ремни выпускают бесконечными из прорезиненной ткани. В соответствии с ГОСТ
1284.1 ... ГОСТ 1284.3 приняты обозначения сечения клинового ремня латински-
ми буквами Z, А, В, С, D, Е, ЕО вместо отменённых О, А, Б, В, Г, Д, Е. Угол сече-
ния клинового ремня 0 = 40°. При огибании шкивов угол сечения уменьшается,
поэтому угол профиля канавки шкивов принимают = 34…40º во избежание за-
клинивания ремней в канавках.
Каждое сечение ремня имеет стандартизированные параметры [11]: расчёт-
ный диаметр малого шкива (по центру тяжести сечения) d1, мм; ширина расчётно-
го сечения lp, мм; высота сечения T0, мм; площадь сечения А, мм2; масса 1 м ремня
т, кг/м, и др. Сечение ремней выбирают по номограмме [11]. При этом при мощ-
ности Р ≤ 2 кВт принимают самое малое сечение Z (O по отменённому стандарту).
Диаметр малого шкива необходимо принимать выше минимально допустимого на
2...4 размера из стандартного ряда. В противном случае не будет обеспечен нор-
мативный ресурс, равный H0 = 5000 ч при легком режиме (ПВ = 0,15) и Н0 = 2000
ч при среднем режиме (ПВ = 0,25).
Расчётную длину ремня Lp округляют по стандарту. Диаметр большого шкива определяют по формуле
d2 = d1u, |
(143) |
и округляют его до стандартного [11] далее уточняют передаточное отношение:
u = d2/ d1(1 - s), |
(144) |
где s – скольжение в передаче; s = 0,01…0,02. |
|
Межосевое расстояние должно находиться в пределах: |
|
0,55(d1 + d2) + T0 ≤ a ≤ d1 + d2. |
(145) |
Длину ремня определяют как сумму прямолинейных участков и дуг обхва-
та:
l 2a 0,5 (d2 |
d1 ) |
(d |
|
d )2 |
. |
(146) |
|
2 |
1 |
||||
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
4a |
|
|
Полученное значение округляют до ближайшего стандартного Lp и уточня-
ют межосевое расстояние (без округления):
|
1 |
|
|
|
|
|
a |
(2Lp (d2 d1 ) |
(2Lp (d2 d1 ))2 8(d2 d1 )2 . |
(147) |
|||
8 |
||||||
|
|
|
|
|
||
Угол обхвата малого шкива (должен быть 1 120°):
1 |
180o 57o |
d2 d1 |
. |
(148) |
|
||||
|
|
a |
|
|
Основным параметром, реализующим тяговую способность как основной критерий работоспособности, является Р0, кВт – мощность, допускаемая для пе-
редачи одним ремнем, принимаемая для типовой передачи в зависимости от раз-
личных параметров [11]. Реальные условия эксплуатации корректируют рядом коэффициентов. Коэффициент угла обхвата:
С = 1 – 0,003(180 – α1) . (149)
Другие коэффициенты: учитывающий число ремней в передаче Сz, учиты-
вающий влияние длины ремня СL, режима работы Сp принимают по [11]. Число ремней определяют из условия тяговой способности:
z |
P1C p |
, |
(150) |
PoC CLCz |
где Р1 – мощность на валу малого шкива, кВт.
Число ремней не должно превышать z = 8. Предварительное натяжение вет-
вей клинового ремня:
F |
850P1C pCL |
mv2 |
, |
(151) |
|
|
|||||
0 |
z v |
C |
|
|
|
|
|
|
|||
где v – окружная скорость, м/с; v = πd1n1/60000.
Сила, действующая на валы:
Fr 2Fo z sin( 1 / 2). |
(152) |
Рабочий ресурс передачи: |
|
H y / max m 107 и Lр / 3600 zш , |
(153) |
где у — предел выносливости материала ремня, для клиновых ремней у = 9
МПа при показателе степени m = 8; и — коэффициент, учитывающий разную степень влияния напряжений изгиба на малом и большом шкивах; и = 2; zш —
число шкивов (zш = 2); max— максимальное напряжение цикла изменения напря-
жений, МПа. |
|
max p и , |
(154) |
где p — напряжение растяжения в ремне, МПа; и — напряжение изгиба в
ремне на малом шкиве, МПа. |
|
|
|
|
|
|
p |
F / A 10 6 |
2 |
, |
(155) |
|
1 |
m |
|
|
где т — плотность материала ремня, для плоских резинотканевых и клиновых ремней т = 1250... 1400 кг/м3; натяжение ведущей ветви:
F1 F0 0,5Ft / z. |
(156) |
Окружная сила Ft 2T1 / d1. |
|
и Eиδ / d1 , |
(157) |
где Еи — модуль упругости при изгибе, для прорезиненных ремней Еи= 80...
100 МПа; δ = Т0 – высота сечения ремня, мм.
При невыполнении условия Н > Н0 увеличивают диаметр малого шкива и расчёты повторяют. Расчёты плоскоремённой и других передач можно выполнить по [11]. Расчёты ремённых передач (плоскоремённой, клиноремённой, поликли-
новой и зубчаторемённой) могут быть выполнены на ЭВМ по программе DM-9.
Пример 13. Рассчитать клиноремённую передачу по следующим исходным данным: мощность P1 = 7,5 кВт; частота вращения п1 = 1440 об/мин; передаточ-
ное отношение u = 4,5; ресурс Н0 = 2000 ч. Работа двухсменная. Нагрузка с уме-
ренными колебаниями. Передача горизонтальная. Недостающими данными за-
даться.
Решение.
1) Вычерчена кинематическая схема передачи (рис. 22).
1 
2
Рис. 22. Кинематическая схема клиноремённой передачи
2) По номограмме [11] выбраны ремни сечением Б (латинское В) с
параметрами: расчётная ширина lр = 14 мм, высота ремня Т0 = 10,5 мм,
площадь сечения А = 133 мм2, масса m = 0,18 кг/м, минимальный диа-
метр d1 = 125 мм. Принят для повышения долговечности ремня d1 = 180
мм, что на 3 стандартных размера больше минимального.
3)Геометрические параметры. Диаметр большого шкива d2 = 180
·4,5 = 810 мм. Принято стандартное значение d2 = 800 мм. Уточнено пе-
редаточное отношение:
u = 800/(180(1 – 0,01)) = 4,49.
Межосевое расстояние a = (0,55…1) · ( d1 + d2) = (0,55…1) · ( 180 + 800) =
540…980 мм. Принято a = 600 мм. Длина ремня - формула (146):
l 2 600 0,5 (800 180) |
(800 180) |
2 |
2900мм. |
|
4 |
600 |
|
||
|
|
|
||
Принята стандартная длина Lр = 3000 мм. Уточнено межосевое расстояние – формула (147):
a 18 (2 3000 (800 180) 
(2 3000 (800 180))2 8(800 180)2 ) 657мм.
Угол обхвата малого шкива - формула (148):
1 180o 57o 800 180 121 [120 ]. 600
Скорость ремня = π·180·1440/60000 = 13,6 м/с.
4) Расчёт по тяговой способности. Коэффициенты: Ср = 1,2 при среднем режиме и двухсменной работе; СL = 1,07; Сz = 0,9 при числе ремней от 4 до 6. Коэффициент угла обхвата:
С = 1 – 0,003(180 – 121) = 0,82.
Допускаемая мощность на 1 ремень Ро = 4,38 кВт. Число ремней:
z |
7,5 1,2 |
2,6. |
4,38 0,82 1,07 0,9 |
Принято число ремней z = 3.
5) Силовые зависимости. Усилие предварительного натяжения од-
ного ремня – формула (151):
F0 850 7,5 1,2 1,07 0,18 13,62 278Н , 3 13,6 0,82
Сила, действующая на валы: Fr 2 278 3 sin(121 / 2) 1452Н.
Вращающий момент: Т1 9550 7,5/1440 50Н м.
Окружное усилие: Ft 2 50000 /180 555Н.
Натяжение ведущей ветви: F1 278 0,5 555/ 3 370Н.
6) 6) Расчёт на долговечность. Напряжение растяжения в ремне – формула (155):
p 370 /133 10 6 1300 13,62 3МПа.
Напряжение изгиба в ремне на малом шкиве: и 90 10,5/180 5,25МПа.
Максимальное напряжение: max 3 5,25 8,25МПа.
Рабочий ресурс передачи: H 9 / 8,25 8 107 2 3/ 3600 13,6 2 1229ч.
Вывод. Рабочий ресурс меньше нормативного для среднего режима. В такой ситуации студенту необходимо увеличить диаметры шкивов и расчёты повторить.
На основании расчётов составлена сводная таблица параметров (образец в табл. 24).
|
|
|
|
Таблица 24 |
|
|
Параметры клиноремённой передачи |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Величины |
|
||
|
Параметры |
|
|
|
|
|
Малый |
|
Большой |
|
|
|
|
шкив |
|
шкив |
|
|
Мощность Р, кВт |
7,5 |
|
7,13 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Частота вращения n, об/мин |
1440 |
|
320 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Вращающий момент Т, Н·м |
50 |
|
213 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Сечение ремня |
Б (лат. В) |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
Расчётный диаметр шкива |
180 |
|
800 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Передаточное число u |
|
4,49 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Угол обхвата малого шкива α |
|
121º |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Межосевое расстояние a, мм |
|
657 |
|
|
|
|
|
|
||
|
Длина ремня l, мм |
3000 |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
Число ремней z |
|
3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Окружное усилие Ft, H |
|
555 |
|
|
|
|
|
|
||
|
Сила, действующая на валы Fr, H |
1452 |
|
||
|
|
|
|
||
|
Рабочий ресурс передачи Lh, ч. |
1229 |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Пример 13. Рассчитать клиноремённую передачу на ЭВМ по следующим исходным данным: мощность P1 = 7,5 кВт; частота вращения п1 = 1440 об/мин;
передаточное отношение u = 4. Работа двухсменная. Нагрузка с умеренными ко-
лебаниями. Передача горизонтальная. Недостающими данными задаться.
Решение.
Расчёты выполнены в компьютерной системе APM WINMACHINE (модуль
TRANS – трансмиссия). Расчёт на ЭВМ выполнен по вышеприведенному алго-
ритму. Распечатка компьютерных данных приведена на рис. 23.
Заданные параметры |
|
|
|
|
Передача : |
|
|
Клиноременная |
|
Тип расчета : |
|
|
Проектировочный |
|
|
Основные данные |
|
||
|
|
|
|
|
Тип натяжного устройства |
|
|
Не выбран |
|
Мощность передачи, кВт |
|
|
7.500 |
|
Частота вращения ведущего вала, об./мин. |
|
1440.000 |
|
|
Передаточное число |
|
|
4.000 |
|
Коэффициент динамичности нагрузки |
|
1.000 |
|
|
Максимально допустимое количество ремней |
|
6 |
|
|
Таблица 1 . Результаты расчёта ремённых передач |
|
|
||
Описание |
Символ |
|
Параметры |
Едини- |
|
|
|
|
цы |
Обозначение |
S |
|
B |
- |
Число ремней |
Z |
|
3 |
- |
Диаметр ведущего шкива |
d1 |
|
140.000 |
мм |
Диаметр ведомого шкива |
d2 |
|
560.000 |
мм |
Длина ремня |
l |
|
2120.000 |
мм |
Межосевое расстояние |
a |
|
462.551 |
мм |
Передаточное число |
u |
|
4.061 |
- |
Сила предварительного натяжения |
F |
|
532.924 |
Н |
Сила, действующая на вал |
Q |
|
1042.849 |
Н |
Рис. 23. Распечатка параметров клиноремённой передачи
Пример расчёта клиноремённой передач на ЭВМ в системе GWBASIC при-
веден в разд. 9.
16. РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Работа цепной передачи основана на принципе зацепления зубчатых колёс
(звёздочек) с цепью. Наибольшее распространение в машиностроении получили приводные роликовые цепи. Основная причина потери работоспособности роли-
ковой цепной передачи — износ шарниров цепи. Основные критерии работоспо-
собности и расчёта цепной передачи – износостойкость шарниров и проч-
ность элементов цепи.
Основной расчётный параметр – шаг цепи рц. Его определяют из расчёта шарниров роликовой цепи на износостойкость по давлению (напряжению смя-
тия):
pц |
2,8 |
|
T1K |
э |
, |
|
3 |
z1 |
p m |
||||
|
|
|
|
|
|
|
где Т1 – вращающий момент на валу малой звёздочки, Н·мм;
Кэ – коэффициент эксплуатации; z1 - число зубьев малой звёздочки;
[р] – допускаемое давление типовой передачи, МПа; m – число рядов цепи.
Коэффициент эксплуатации учитывает условия эксплуатации отличные от типовых.
(158)
передачи,
Кэ = Кд Ка Кн Крег Ксм Креж, |
(159) |
где коэффициенты: Кд – динамической нагрузки; Ка – межосевого расстояния;
Кн – наклона передачи к горизонту; Крег – способа регулировки натяжения цепи; Ксм – смазки; Креж – режима.
Значения коэффициентов приведены в Прил. Г. Износостойкость шарниров
зависит от числа зубьев звёздочки z1. Малое z1 уменьшает габариты передачи, но увеличивает угол поворота звеньев цепи при огибании малой звёздочки и снижает износостойкость. Большое z1 увеличивает износостойкость и плавность работы,
но одновременное повышение z2 при данном износе рц приводит к спаданию це-
пи со звёздочки. Оптимальное число зубьев z1:
z1 31 2u . |
(160) |
Допускаемое давление [р] назначают в зависимости от предполагаемого ша-
га рц и частоты вращения малой звёздочки n1 [11]. Число рядов цепи вначале необходимо принять m = 1. При рц > 50,8 мм следует принять двухрядную цепь.
Допускаемое давление [p] зависит от шага рц, который неизвестен. В начальной стадии расчётов весьма полезен табличный метод.
Метод заключается в том, что цепь выбирают по расчётной мощности, ко-
торая соответствует типовым цепным передачам с числом зубьев z01 = 25 и часто-
тами вращения n01 = 50, 200, 400 об/мин и т.д. Допускаемую расчётную мощность
[Рр] определяют из расчёта на износостойкость и приводят в таблице (Прил. Д).
Пользователь ограничивается простыми расчётами:
P P K |
K |
K |
, |
(161) |
p 1 э |
z |
n |
|
|