методаКИСИ
.pdf41
W = 0,1× Dз3 {1 - [(Dз - 2d) / Dз ]4 },
де Dз - зовнішній діаметр труби, м; δ =2…4 мм - товщина стінки тру-
би ( підставляти в м).
Таблиця 6.3
Значення границі текучості матеріалів труб
Марка |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
сталі |
|
Ст. 3 |
Сталь 10 |
Сталь 20 |
|
|
Сталь 25 |
|
Сталь 35 |
Сталь 45 |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
sт , Па |
230 х 106 |
210 х 106 |
250 х 106 |
|
|
280 х 106 |
|
320 х 106 |
360 х 106 |
|
||||||
6. Обчислити орієнтовне значення потужності електродвигуна, Вт |
||||||||||||||||
|
|
|
|
Nдв = |
N |
= |
|
M кр ×ω |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
в |
|
|
|
|
, |
|
|
|
||||
|
|
|
|
η |
η |
заг |
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
заг |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
де N |
в |
і ω - відповідно потужність, Вт і кутова швидкість, с-1 на валу |
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
робочого органу верстата. Кутова швидкість визначається за залеж-
ністю
w = p × nст .
30
7.Обрати тип електродвигуна до приводу верстата по визначеним значенням потужності і кількості обертів валу електродвигуна, користуючись таблицею 6.4.
42
Таблиця 6.4
Технічні дані електродвигунів серії АОП2 з підвищеним пуско- вим моментом
|
|
Частота обе- |
|
|
Частота обе- |
|
|
ртання вала |
|
|
|
|
Потужність |
|
Потужність |
ртання вала |
|
Типорозмір |
Nдв , кВт |
nдв , об/хв. |
Типорозмір |
Nдв , кВт |
nдв , об/хв. |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
|
|
|
|
|
|
41–4 |
4 |
1440 |
71–6 |
17 |
970 |
|
|
|
|
|
|
42–4 |
5,5 |
1440 |
72–6 |
22 |
970 |
|
|
|
|
|
|
51–4 |
7,5 |
1440 |
81–6 |
30 |
970 |
|
|
|
|
|
|
52–4 |
10 |
1440 |
82–6 |
40 |
970 |
|
|
|
|
|
|
61–4 |
13 |
1440 |
91–6 |
55 |
980 |
|
|
|
|
|
|
62–4 |
17 |
1440 |
92–6 |
75 |
980 |
|
|
|
|
|
|
71–4 |
22 |
1450 |
41–8 |
2,2 |
710 |
|
|
|
|
|
|
72–4 |
30 |
1450 |
42–8 |
3 |
710 |
|
|
|
|
|
|
81–4 |
40 |
1470 |
51–8 |
4 |
710 |
|
|
|
|
|
|
82–4 |
55 |
1470 |
52–8 |
5,5 |
710 |
|
|
|
|
|
|
91–4 |
75 |
1480 |
61–8 |
7,5 |
720 |
|
|
|
|
|
|
92–4 |
100 |
1480 |
62–8 |
10 |
720 |
|
|
|
|
|
|
41–6 |
3 |
955 |
71–8 |
13 |
730 |
|
|
|
|
|
|
42–6 |
4 |
955 |
72–8 |
17 |
730 |
|
|
|
|
|
|
51–6 |
5,5 |
955 |
81–8 |
22 |
735 |
|
|
|
|
|
|
52–6 |
7,5 |
955 |
82–8 |
30 |
735 |
|
|
|
|
|
|
61–6 |
10 |
970 |
91–8 |
40 |
740 |
|
|
|
|
|
|
62–6 |
13 |
970 |
92–8 |
55 |
740 |
|
|
|
|
|
|
Вправа 7. Розрахунок болтів та зварних швів фланцевого з’єднання трубопроводів
Завдання
Виконати перевірочний розрахунок болтів та зварного шва фланцевого з’єднання труб із пружною прокладкою. Дані для обчислень наведені у табл. 7.1, 7.2 та 7.3.
43
Методика виконання вправи
Для обчислення приймаємо з’єднання труб за допомогою сталевих плоских круглих приварних фланців, що мають з’єднувальні виступи.
Висота виступу h фланця для умовного проходу Dу до 250 мм дорівнює 3 мм, для Dу більше 300 мм h = 4 мм. Діаметр нарізання
з’єднувальних болтів приймають на 1...2 мм менше від діаметра болтового отвору d (рис. 7.1, табл. 7.3).
Загальне розривне зусилля Q визначають в залежності від тис-
ку в трубопроводі, розмірів фланцевого з’єднання та матеріалу прокладки, Н
|
π (D − D |
у |
)2 |
|
Q = 2,5Pу |
2 |
|
, |
|
2 |
|
|
||
|
|
|
|
|
де Pу– тиск в трубопроводі, МПа; |
D2 – зовнішній діаметр |
з’єднувального виступу, мм (табл. 7.2 ).
Попереднє затягування болтів фланцевого з’єднання повинно забезпечити нерозкриття стику при деформуванні болтів, фланців та прокладки під дією навантаження. Виходячи з цієї умови, визначають навантаження, що сприймаються кожним болтом, Н:
F = K1 ×Q ,
Z
де K1 – коефіцієнт додаткового затягування болтів, який залежить від матеріалу прокладки: для азбесту або картону K1 =1,6; для гуми та шкіри K1 =1,7…1,8; для пароніту K1 =2; Z – кількість болтів у з’єднанні (табл. 7.3 ).
Умова міцності болта
σ р = 4F2 ≤ [σ р ] , πd1
44
де σ р – дійсне напруження розтягування у поперечному перерізі нарізної частини болта, Па; d1 – внутрішній діаметр нарізки болта,
м; |
[σ р |
– допустиме напруження на розрив для болтів із сталі |
|
|||||||
Ст. 3, Па. |
|
|
|
|
|
|
|
|||
Різьба |
М12 |
М14 |
М16 |
М18 |
М20 |
М22 |
М24 |
М27 |
||
d1 , м |
0,0101 |
0,0119 |
0,0138 |
0,0153 |
0,0173 |
0,0193 |
0,0208 |
0,0238 |
||
[σ |
р |
], Па 20x106 |
25x106 |
30x106 |
35x106 |
39x106 |
43x106 |
46x106 |
49x106 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Якщо дійсне напруження більше, ніж допустиме, умову міцності можна забезпечити, якщо прийняти для болтів міцнішу сталь (Ст. 4...Ст. 6, сталь 25...сталь 55). В цьому випадку отримане допустиме напруження необхідно помножити на відношення границі текучості прийнятої марки сталі до границі текучості сталі Ст. 3.
Марка сталі |
Ст. 3 |
Ст. 4 |
Ст. 5 |
Ст. 6 |
σ m , МПа |
230 |
250 |
270 |
300 |
Марка сталі |
сталь 25 |
сталь 35 |
сталь 45 |
сталь 55 |
σ m , МПа |
280 |
320 |
360 |
390 |
Катети внутрішніх зварних швів приймають не більше товщини стінки δ труби. При тиску в трубопроводі Pу менше 1,0 МПа зовніш-
ній шов не має фаски на фланці, а при Pу більше 1,0 МПа цей шов
посилюється фаскою 60 град. на фланці.
Зовнішній зварний шов перевіряють на зріз, виходячи з умови:
τ зр = Q £ [τ зр ],
S
де S – площа небезпечного перерізу шва, м2
S = π (Dз + k ) × 0,7k , 2
де Dз – зовнішній діаметр труби, м; k – катет зварного шва, м, τ зр =
80 МПа – допустиме напруження на зріз зварного шва. При наявнос-
45
ті фаски на зовнішньому зварному шві отримане значення площі небезпечного перерізу шва S збільшити вдвоє.
Після виконання розрахунків викреслити складальну одиницю фланцевого з’єднання.
|
|
|
|
Таблиця 7.1 |
|
Вихідні дані для розрахунків |
|
||
|
|
|
|
|
Варіант |
Діаметр умовного |
Тиск Py , МПа |
|
Матеріал проклад- |
|
проходу труби |
|
ки |
|
|
|
|
||
|
Dy ,мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
150 |
1,6 |
|
Гума |
2 |
300 |
1,0 |
|
Пароніт |
3 |
100 |
1,5 |
|
Пароніт |
4 |
125 |
2,0 |
|
Пароніт |
5 |
100 |
0,8 |
|
Картон |
6 |
250 |
1,8 |
|
Пароніт |
7 |
150 |
0,6 |
|
Асбест |
8 |
200 |
0,8 |
|
Картон |
9 |
250 |
2,0 |
|
Азбест |
10 |
80 |
0,6 |
|
Пароніт |
11 |
150 |
1,0 |
|
Пароніт |
12 |
80 |
0,8 |
|
Гума |
13 |
125 |
1.8 |
|
Картон |
14 |
250 |
1,5 |
|
Пароніт |
15 |
80 |
1,0 |
|
Картон |
16 |
100 |
1,2 |
|
Азбест |
17 |
125 |
1,6 |
|
Азбест |
18 |
200 |
1,5 |
|
Гума |
19 |
300 |
2,0 |
|
Гума |
20 |
80 |
1,8 |
|
Картон |
21 |
250 |
0,8 |
|
Гума |
22 |
100 |
1,6 |
|
Азбест |
23 |
150 |
1,5 |
|
Картон |
24 |
300 |
1,2 |
|
Картон |
25 |
100 |
2,0 |
|
Пароніт |
26 |
100 |
1,0 |
|
Гума |
27 |
200 |
1,2 |
|
Картон |
28 |
125 |
0,6 |
|
Гума |
29 |
150 |
1,2 |
|
Пароніт |
30 |
100 |
0,6 |
|
Картон |
46
Таблиця 7.2
Розміри сталевих круглих приварних фланців із з’єднувальним виступом для умовних тисків у трубопроводі Pу, МПа
№ п/п |
|
|
|
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Діаметр умовного проходу |
труби |
80 |
100 |
125 |
150 |
200 |
250 |
300 |
||||
Dy , мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Зовнішній діаметр труби D3 , мм |
89 |
108 |
133 |
159 |
219 |
273 |
325 |
|||||
Зовнішній діаметр флан- |
|
0,5...0,9 |
185 |
205 |
235 |
260 |
315 |
370 |
435 |
|||
ця D , мм при P , МПа |
|
1,0...1,5 |
195 |
215 |
245 |
280 |
335 |
390 |
440 |
|||
|
|
|
y |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,6...1,9 |
195 |
215 |
245 |
280 |
335 |
405 |
460 |
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
2,0...2,5 |
195 |
230 |
270 |
300 |
360 |
425 |
485 |
Діаметр болтової окруж- |
|
0,5...0,9 |
150 |
170 |
200 |
225 |
280 |
335 |
395 |
|||
ності |
D , |
мм |
при P , |
|
1,0...1,5 |
160 |
180 |
210 |
240 |
295 |
350 |
400 |
|
1 |
|
y |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
МПа |
|
|
1,6...1,9 |
160 |
180 |
210 |
240 |
295 |
355 |
410 |
||
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
2,0...2,5 |
160 |
190 |
220 |
250 |
310 |
370 |
430 |
|
|
|
|
|
|
||||||||
Зовнішній |
|
діаметр |
|
0,5...0,9 |
128 |
148 |
178 |
202 |
258 |
312 |
365 |
|
з’єднувального |
виступу |
|
1,0...1,5 |
138 |
158 |
188 |
212 |
268 |
320 |
370 |
||
D , мм при |
P , МПа |
|
1,6...1,9 |
138 |
158 |
188 |
212 |
268 |
320 |
378 |
||
2 |
|
y |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2,0...2,5 |
138 |
162 |
188 |
218 |
278 |
335 |
390 |
||
|
|
|
|
|
||||||||
Товщина фланця b , мм |
|
0,5...0,9 |
17 |
18 |
19 |
20 |
22 |
24 |
24 |
|||
при |
Py , МПа |
|
|
1,0...1,5 |
19 |
22 |
24 |
24 |
26 |
26 |
28 |
|
|
|
1,6...1,9 |
23 |
26 |
28 |
28 |
30 |
32 |
32 |
|||
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
2,0...2,5 |
26 |
28 |
30 |
30 |
32 |
34 |
36 |
Таблиця 7.3
Розміри болтів та болтових отворів для різних умовних тисків у трубопроводі Pу, МПа
№ п/п |
|
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Діаметр умовного проходу труби |
80 |
100 |
125 |
150 |
200 |
250 |
300 |
|||
Dy , мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Найменша тощина стінки труб δ , |
4 |
4 |
4 |
4,5 |
6 |
8 |
8 |
|||
мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Кількість |
болтових |
0,5...0,9 |
4 |
4 |
8 |
8 |
8 |
12 |
12 |
|
отворів фланця |
1,0...1,5 |
4 |
8 |
8 |
8 |
8 |
12 |
12 |
||
при Py , МПа |
1,6...1,9 |
4 |
8 |
8 |
8 |
12 |
12 |
12 |
||
2,0...2,5 |
8 |
8 |
8 |
8 |
12 |
12 |
16 |
|||
|
|
|||||||||
Діаметр |
болтового |
0,5...0,9 |
18 |
18 |
18 |
18 |
18 |
18 |
23 |
|
отвору d , мм |
1,0...1,5 |
18 |
18 |
18 |
23 |
23 |
23 |
23 |
||
при Py , МПа |
1,6...1,9 |
18 |
18 |
18 |
23 |
23 |
25 |
25 |
||
2,0...2,5 |
18 |
23 |
25 |
25 |
25 |
30 |
30 |
|||
|
|
|||||||||
Довжина |
болта Iб , |
0,5...0,9 |
55 |
55 |
60 |
60 |
60 |
75 |
75 |
|
1,0...1,5 |
60 |
60 |
70 |
70 |
75 |
90 |
100 |
|||
мм |
|
|||||||||
|
1,6...1,9 |
70 |
75 |
80 |
80 |
85 |
100 |
100 |
||
при Py , МПа |
||||||||||
2,0...2,5 |
75 |
80 |
80 |
85 |
90 |
110 |
110 |
47
Рис. 7.1. Фланцеве з’єднання трубопроводів:
1 – фланець; 2 – болт; 3 – гайка; 4 – прокладка; 5 - труба
48
ЛАБОРАТОРНІ РОБОТИ
Лабораторна робота № 1
Вивчення конструкцій зубчастого циліндричного та черв’ячного редукторів та визначення їх параметрів
Мета роботи: вивчити будову зубчастого циліндричного та черв’ячного редукторів, зубчастих передач, опор валів; скласти кінематичні схеми редукторів; визначити передаточні відношення і діаметри зубчатих коліс, як складових деталей редукторів.
Лабораторна робота виконується на лабораторному столі, де розташовані редуктори і прикріплені за нижню частину корпусів. Кришки редукторів підлягають зніманню шляхом відкручування гайків болтів ключами.
Зубчастий циліндричний редуктор
Короткі теоретичні відомості
Редуктор – це агрегат, який забезпечує передачу потужності і крутного моменту від базового двигуна до наступних ланок приводів будівельних машин.
Редуктор, який вивчається, є двоступінчатим, циліндричним, тому, що має дві циліндричні косозубі передачі, зубчасті колеса яких закріплені на валах, кожний вал опирається на пару роликопідшипників. Кожна зубчаста передача складається з пари зубчастих коліс, менше колесо називають шестерня і вона є ведучим елементом, а більше зубчасте колесо є веденим елементом передачі.
Відношення частоти обертання ведучого елемента передачі n1
до частоти обертання n2 веденого елемента зветься передаточним числом (відношенням) u :
u = n1 . n2
Передаточне відношення зубчастої передачі можна визначити,
як відношення кількості зубців на веденому колесі z2 до кількості зу-
бців на ведучій шестерні z1:
49
u= z2 . z
1
Порядок виконання лабораторної роботи
1. Детально розглянути конструктивні особливості зубчастих передач в редукторі і процес роботи редуктора. Накреслити кінематичну схему редуктора, як показано на рис.1.1. і позначити вали і зубчасті передачі за роз’ясненнями викладача.
Рис. 1.1. Кінематична схема циліндричного редуктора
2. Обчислити кількість зубців на зубчатих колесах в редукторі
z1 , z2 , z3 , z4 .
3. Визначити передаточні відношення зубчастих передач
u = |
z2 |
; u |
2 |
= |
z4 |
. |
|
|
|||||
1 |
z1 |
|
|
z 3 |
||
|
|
|
|
4.Визначити загальне передаточне відношення редуктора, як добуток передаточних відношень його передач
uр = u1 × u2 .
5.Виміряти крок зачеплення t зубців в зубчастих передачах. Крок зачеплення пов’язаний з числом π , тому за основну характерис-
50
тику зубчастого зачеплення приймають величину, що дорівнює відношенню кроку t до π і називають її модулем m , мм
m = πt .
Обраховане значення модуля округлюємо до найближчого стандартного значення (СТ СЭВ 310-37), мм: I-й ряд: 1; 1,25; 1,5; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 2-й ряд: 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7,9; 11.
6.Діаметри ділильних кіл зубчастих коліс визначають за залежністю
D = m × zк ,
де zк -кількість зубців колеса.
7. Для вирахування величини втрати потужності на подолання опору тертя в редукторі визначити ККД редуктора:
зр = з1 × з2 × з3 ,
де h1 і з2 - відповідно значення ККД його зубчастих передач, для закритих зубчастих передач з циліндричними колесами середні зна-
чення ККД бувають в межах 0,96…0,98; з3 = 0.99 значення ККД па-
ри підшипників кочення.
8. Якщо на вхідний вал редуктора встановити електродвигун потужністю N =10 кВт і частотою обертання n =1440 об/хв., то можна визначити потужність і кількість обертів вихідного валу редуктора, враховуючи його ККД і загальне передаточне відношення редуктора
N |
|
= N ×η |
|
, |
n = |
n |
. |
в |
р |
|
|||||
|
|
|
в |
uр |
|||
|
|
|
|
|
|
Черв`ячний редуктор
Черв`ячні передачі належать до категорії зубчасто-черв`ячних і застосовуються для передачі руху при перехресних валах. Основними елементами черв`ячного редуктора є черв`як і черв`ячне коле-