Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Волгодонский инженерно-технический институт НИЯУ МИФИ

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Методичка по типажу.doc

Скачиваний:

Добавлен:

17.08.2019

Размер:

2.16 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 62 3 4 5 6 > Следующая >>>

2. Устройство, принцип действия и техническая характеристика оборудования

В соответствии с полученным заданием достаточно подробно описывается устройство, принцип действия и техническая характеристика конкретной модели (марки) оборудования. Как правило, такая информация берётся из паспортных данных рассматриваемого оборудования. Описание устройства и принципа действия оборудования должно иллюстрироваться необходимыми чертежами, схемами, рисунками.

3. Проверочные расчёты и порядок (последовательность) их выполнения

На основании описанных устройства и принципа действия оборудования выбираются элементы или части его конструкции для проведения проверочных расчётов. Для расчёта могут быть рассмотрены привод, движущиеся и неподвижные детали (узлы), воспринимающие основные нагрузки и др. Выбор рассчитываемых элементов оборудования производится студентом самостоятельно и согласовывается с преподавателем. Расчёты осуществляются по известным методикам с использованием рекомендуемой литературы. По результатам проверочных расчётов делаются выводы о соответствии рассматриваемой конструкции оборудования паспортным данным.

Ниже приводится порядок выполнения проверочных расчетов элементов наиболее типичных механизмов и агрегатов, входящих в конструкцию гаражного оборудования.

Расчет зубчатого зацепления на контактную прочность

Расчет на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям для закрытых передач выполняется обычно как проектный.

Этот расчет должен обеспечить отсутствие усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Его ведут по максимальным контактным напряжениям, возникающим на площадке контакта, по формуле Герца (эта формула получена для контакта круговых бесконечно длинных цилиндров с параллельными осями)

, (1)

где – максимальное напряжение в зоне контакта;

q – нагрузка на единицу длины контактной линии;

и – радиусы цилиндров;

и – коэффициенты Пуассона материалов первого и второго цилиндров;

и – модули упругости материалов первого и второго цилиндров.

Приняв для стали , можно получить условие прочности для расчета зубчатых стальных передач по контактным напряжениям:

, (2)

где дополнительно к формуле (1) – приведенный модуль упругости для материалов колес; – приведенная кривизна профиля зубьев в месте контакта (в полюсе зацепления)^¹.

и ,

где – допускаемое контактное напряжение.

Геометрическим параметром передачи, определенным проектным расчетом на контактную прочность, для цилиндрических колес является межосевое расстояние.

После преобразования формулы (2) получим для стальных зубчатых колес^²

. (3)

Для конических колес расчетным геометрическим параметром передачи является диаметр основания делительного конуса большего колеса d₂. После преобразования формулы (2) получим для стальных колес

. (4)

В формулах (3) и (4) дополнительно:

– межосевое расстояние цилиндрических передач, мм;

– диаметр основания делительного конуса большего конического колеса, мм;

– момент колеса, Н,∙мм;

– коэффициент нагрузки;

– передаточное число, . Знак «минус» в скобке для внутреннего зацепления;

– коэффициент ширины колеса;

– ширина зубчатых колес, мм. При различной ширине шестерни и колеса значение относится к более узкому из них в конических колесах;

– длина зуба в миллиметрах или ширина зубчатого венца, измеренная вдоль образующей делительного конуса;

– коэффициент длины зуба. ГОСТ 12289–66 рекомендует [4];

– длина образующей делительного конуса, мм;

– коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности косозубых передач по сравнению с прямозубыми за счет увеличения суммарной длины контактных линий; для прямозубых колес , для цилиндрических колес и конических с непрямыми зубьями [4].

Для обоих зубчатых колес стальных

Н/мм²;

для обоих зубчатых колес чугунных

Н/мм²;

для стальной шестерни и чугунного колеса

Н/мм;

для стальной шестерни и текстолитового колеса

Н/мм².

Следует иметь в виду, что коэффициент Пуассона для текстолита , а формула (2) выведена для .

Положив и для стали и для текстолита , получим

. (2а)

Таким образом, если при расчетах допустима ошибка ~ 2 %, то и передачи с текстолитовыми колесами можно рассчитывать по формуле (3).

За счет консольного расположения одного или обоих колес в конической передаче увеличивается неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Это приводит к понижению нагрузочной способности конических передач по сравнению с цилиндрическими. По опытным данным это понижение нагрузочной способности может быть учтено коэффициентом 0,85 [4].

Подставим в формулы (3) и (4) для стальных колес Н/мм², получим для цилиндрических передач внешнего зацепления

(5)

и для конических

. (6)

После установления параметров зацепления, определения окружной скорости, выбора степени точности и уточнения коэффициента нагрузки производят проверку расчетных контактных напряжений. Необходимость такой проверки вызвана в основном тем, что коэффициент нагрузки может значительно отличаться от принятого предварительного, и поэтому тоже будет значительно отличаться от .

Для цилиндрических колес при разных материалах шестерни и колеса

, (7)

для конических колес

. (8)

Проверка контактной прочности стальных цилиндрических колес

(9)

стальных конических колес

. (10)

При расчетах по формулам (3.7)–(3.10) следует подставлять уточненные параметры, в том числе и окончательные подсчитанные коэффициенты и по фактическим значениям , и .

Расчет зубьев на изгиб

Если расчет зубчатого зацепления на контактную прочность выполняется как проектный, то расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба в закрытых передачах выполняют как проверочный. Этот расчет предупреждает поломку зубьев; он обеспечивает надежность передачи в смысле отсутствия опасности усталостного разрушения (излома) зубьев.

Напряжение изгиба в зубьях цилиндрических колес закрытых передач и условие прочности:

, (11)

где – напряжение изгиба, Н/мм²;

– момент на том зубчатом колесе, зубья которого проверяются на изгиб, Н/мм;

– коэффициент нагрузки;

– угол наклона зуба (для прямозубых колес );

– число зубьев проверяемого колеса;

– коэффициент формы зуба, выбираемый по таблице [4] в зависимости от числа зубьев.

При расчете косозубых колес коэффициент формы зуба выбирают по приведенному числу зубьев

(12)

где – ширина зубчатого колеса, мм;

– модуль зацепления, мм; для косозубых колес следует подставлять нормальный модуль ;

– коэффициент, учитывающий повышение прочности на изгиб колес по сравнению с прямозубыми; для прямозубых колес ; для косозубых ; – допускаемое контактное напряжение на изгиб, Н/мм² (см. табл. 10.6 и 10.7 и стр. 253 [4]).

Расчет зубьев на изгиб проводят для того из зубчатых колес, для которого произведение меньше.

Шестерня и колесо будут равнопрочны по напряжениям изгиба, если выполнено условие

. (13)

Условие (13) можно обеспечить соответствующим подбором материалов или коэффициентом корреляции .

Напряжение изгиба в зубьях конических колес закрытых передач и условие прочности:

, (14)

где и – расчетное и допускаемое напряжение изгиба, Н/мм² (см. табл. 10.6 и 10.7 и стр. 253 [4]);

– момент на проверяемом колесе, Н∙м;

– коэффициент нагрузки;

– угол наклона косого зуба или средний угол наклона кругового зуба (для прямозубых колес );

– число зубьев проверяемого колеса;

– коэффициент формы зуба, выбираемый по таблице 10.12 [4] по приведенному числу зубьев:

– колеса с прямыми зубьями

или (15)

– колеса с непрямыми зубьями

или (16)

где и – половины углов при вершинах начальных конусов;

– длина прямого зуба, мм; для колес с непрямыми зубьями – это ширина зубчатого венца, измеренная вдоль образующей начального конуса;

– средний модуль прямозубых конических колес, мм.

для непрямозубых конических колес следует подставлять средний модуль в нормальном сечении

(17)

где – см. стр. 264 [4].

Для конических колес, так же как и для цилиндрических, расчет на изгиб проводят для того колеса, которое имеет меньшее произведение .

Проверка прочности зубьев при перегрузках

Как открытые, так и закрытые зубчатые передачи могут работать со значительными кратковременными перегрузками. Такие перегрузки получили название пиковых нагрузок. Пиковые нагрузки могут в несколько раз превышать нормальную нагрузку.

Необходима проверка напряжений контактных и изгиба при пиковых нагрузках. Проверяя контактные напряжения при пиковых нагрузках, мы убеждаемся в том, что не произойдут пластические деформации или хрупкое разрушение рабочих поверхностей зубьев. Проверяя напряжение изгиба при пиковых нагрузках, мы убеждаемся в том, что не произойдет хрупкого излома зуба и не возникнут пластические деформации.

Влияние пиковых нагрузок на усталостную прочность незначительно из-за того, что общее число циклов нагружения, соответствующих этим пиковым нагрузкам, обычно невелико. Расчет на действие пиковых нагрузок представляет собой проверку зубьев на поверхностную и общую статическую прочность.

Проверку рабочих поверхностей зубьев выполняют по формуле

, (18)

где – контактное напряжение при действии пикового момента;

– контактное напряжение, определенное при проверке рабочих поверхностей зубьев по номинальному моменту;

и – номинальный и пиковый моменты или на валу шестерни, или на валу колеса соответственно;

– допускаемое предельное контактное напряжение.

Проверку зубьев на статическую прочность выполняют по формуле

, (19)

где – напряжение изгиба при действии пикового момента;

– напряжение изгиба, подсчитанное по номинальному моменту;

– пиковый момент;

– номинальный момент;

– допускаемое предельное напряжение изгиба.

Если данных о пиковых нагрузках нет, то и расчет по предельным напряжениям не проводят.

Расчет ременной передачи

Пример. Рассчитать клиноременную передачу от асинхронного электродвигателя мощностью кВт при об./мин на вентилятор с об./мин. Работа трехсменная.

Решение. Момент на ведомом валу

где угловая скорость

По таблице 8.16^³ при этом значении можно выбирать ремни сечений Б и В.

Рассчитаем оба варианта.

	Вариант І	Вариант ІІ
1	2	3
Сечение ремня	Б	В
Размеры сечения , мм	14 × 10,5	19 × 13,5
Площадь сечения , мм²	138	230
1. Найдем из таблиц 8.18 и 8.19 рекомендуемые для данных сечений ремня диаметры шкивов , мм, при угле профиля канавки ^º.
диаметр ведомого шкива, мм	180	224
	630	785
Продолжение табл.
1	2	3
Принимаем из таблиц 8.18 стандартные значения	630	800
2. Уточняем: действительная частота вращения ведомого вала при
	403	397
передаточное число	3,58  3,6	3,63  3,6
3. Скорость ремня, м/с	13,16	17
4. При заданном рекомендуется	0,96	0,96
межосевое расстояние	605	780
5. Длина ремня	0,372	0,37

	2560	3280
стандартная длина ремня , мм	2500	3150
6. Окончательное межосевое расстояние, мм	572	712
при надевании ремня	535	665
для компенсации вытяжки ремня	552	733
7. Угол обхвата	13622΄	13636΄
8. Окружное усилие, Н	550	440
9. Поправочные коэффициенты: – угла обхвата (табл. 8.10) – скорости (табл. 8.11) – режима работы (табл. 8.12)	0,9 0,95 0,8	0,9 0,87 0,8
10. Приняв Н/мм² из таблицы 8.17, находим полезное напряжение , Н/мм²	2,04	1,89
Допускаемое полезное напряжение, Н/мм²	1,4	1,18
11. Число ремней	2,85  3	1,62  2
12. Начальное натяжение комплекта ремней, Н (здесь – без округлений)	465	515

Окончание табл.
1	2	3
13. Усилие на валы, Н	800	960
14. Угол отклонения
15. Определяются размеры шкивов в миллиметрах по таблице 8.19	5,0 16,0 20,0 12,5	6,0 21,0 26,0 17,0
Угол канавки : – на ведущем шкиве – на ведомом шкиве	36 40	36 40
ширина канавки, мм – ведущий шкив – ведомый шкив	17,2 17,6	22,8 23,3
Наружные диаметры, мм	190 640	236 812
Внутренние диаметры, мм	158 608	194 770
Ширина шкива, мм	65	60

Окончательное решение о выборе приемлемого варианта передачи принимается в соответствии с требованиями габаритов, допускаемых потерь и стоимости передачи.

Расчет цепной передачи

Пример. Подобрать зубчатую цепь с боковыми направляющими пла-стинами для передачи мощности кВт от двигателя с об./мин к редуктору с об./мин. Передача горизонтальная. Коэффициент эксплуатации

Решение.

1. Передаточное число передачи

2. По таблице 9.7^⁴ в зависимости от передаточного числа принимаем число зубьев меньшей звездочки

3. Число зубьев ведомой звездочки

4. Из таблицы 9.8 для об./мин находим среднее значение допускаемого давления в шарнире цепи

Н/мм².

5. Ориентировочное значение шага цепи определим по формуле (9.32), приняв предварительно, что ширина цепи мм;

6. Ближайшее стандартное значение шага по таблице 9.3 мм. Для этой цепи разрушающая нагрузка кг, вес погонного метра цепи кг.

7. Проекция опорной поверхности шарнира цепи

мм²,

здесь ширина цепи из таблицы 9.3; величина – смотри пояснение к формуле (9.28).

Примем , тогда межосевое расстояние мм.

8. Число звеньев цепи определим по формуле (9.24)

здесь угол найдем по формуле (9.25)

;

Примем

10. Проверим условие (9.36)

м/с.

Из таблицы 9.13

Следовательно, условие удовлетворяется.

11. Скорость цепи определим по формуле (9.7)

м/с.

12. Окружное усилие

Н.

13. Среднее давление в шарнирах

Н/мм².

14. Из таблицы 9.8 допускаемая величина Н/мм² для об./мин, т.е. цепь с шагом мм подходит.

15. Проверим коэффициент запаса прочности цепи, для чего определим:

а) натяжение от силы тяжести цепи в ведомой ветви по формуле (9.16)

Н.

(здесь длина ветви цепи мм);

б) усилие от центробежных сил по формуле (9.15)

Н.

16. Расчетный коэффициент запаса прочности по формуле (9.35)

Из таблицы 9.9 значение , т.е. условие выполняется.

Расчет червячной передачи

Пример. Рассчитать реверсивный червячный редуктор с боковым расположением червяка (см. рис. 11.1г)^⁵ по следующим данным: 1) необходимая для работы мощность на червячном колесе) кВт; 2) частота вращения червяка об./мин ; 3) частота вращения вала червячного колеса об./мин ).

Решение.

1. Выбор материалов:

а) для венца червячного колеса принимаем безоловянную бронзу Бр. АЖ 9 – 4Л (отливка в землю); при предположительной м/с допускаемое контактное напряжение [ ]_к = 160 Н/мм² (см. табл. 11.7); там же допускаемое напряжение на изгиб [ ]_и = 75 Н/мм²;

б) для червяка принимаем сталь 45, закаленную до твердости > HRC 45, витки шлифованные.

2. Передаточное число

3. Число заходов червяка при (см. табл. 11.1)

4. Число зубьев колеса

Принимаем

5. Момент на червячном колесе

6. По графику (см. рис. 11.5) находим по Н · мм; ; Н/мм² и по предварительно принятым и межосевое расстояние мм.

7. Расчетный модуль [см. формулу (11.7)]

мм.

По ГОСТу 2144–66 (см. табл. 11.4) принимаем модуль мм и коэффициент (эти два параметра всегда должны быть согласованы со стандартом).

8. Окончательное межосевое расстояние

мм.

Межосевые расстояния червячных передач, если они не выравниваются по стандарту, должны оканчиваться на 0 или на 5.

В данном случае этого можно достигнуть либо незначительным изменением передаточного числа , приняв не 31, а . При этом

мм,

либо изменив коэффициент на , что тоже согласуется со стандартом (см. табл. 11.4); тогда

мм.

Принимаем последнее:

мм; ; ; мм.

9. Основные размеры червяка и червячного колеса (см. рис. 11.4, формулы (11.5) и (11.6) и таблицы 11.2 и 11.11):

мм;

(см. табл. 11.2);

мм;

мм.

10. Окружная скорость червяка

м/с.

11. Скорость скольжения

м/с.

12. По таблице 11.8 выбираем степень точности 7 и нормальный гарантированный боковой зазор:

Ст. 7 – Х ГОСТ 3675–56.

13. Уточнение коэффициента нагрузки

Коэффициент деформации червяка (см. табл. 11.9) = 71.

При незначительных колебаниях нагрузки (см. стр. 308).

При степени точности 7 и скорости скольжения м/с коэффициент динамичности (см. табл. 11.10)

Коэффициент нагрузки

14. Проверка контактных напряжений (см. формулу (11.25)):

где действительное значение

При м/с допускаемое контактное напряжение для Бр. АЖ9 – 4Л (см. табл. 11.7) Н/мм². Таким образом, .

15. Проверка зубьев червячного колеса на изгиб:

а) приведенное число зубьев червячного колеса

б) коэффициент формы зуба (см. табл. 10.12)

в) напряжения изгиба

Н/мм².

что меньше Н/мм².

16. КПД зацепления и передачи (см. формулы (11.8) и (11.13)).

где угол трения (см. табл. 11.5) (см. примечание 2 к табл. 11.5).

Расчет передачи «винт – гайка»

Пример. Рассчитать винтовой домкрат грузоподъемностью 100 кН при максимальной высоте подъема мм. Материалы винтовой пары: винт из закаленной стали 45, гайка из безоловянной бронзы Бр. АЖ 9- 4Л.

Решение.

1. Средний диаметр винта по условию износостойкости (см. формулу (12.5))^⁶

где коэффициент высоты целой гайки принят , а коэффициент для трапецеидальной резьбы – 0,5. Допускаемое давление (см. табл. 12.1) для пары закаленная сталь – бронза Н/ мм².

Принимаем винт с трапецеидальной резьбой по ГОСТу 9484–73: наружный диаметр мм; внутренний диаметр мм; средний диаметр мм; шаг резьбы мм; рабочая высота профиля мм; площадь сечения тела винта

мм².

2. Высота гайки

мм.

Количество витков резьбы в гайке

3. Так как получилось более 10, принимаем резьбу с другими параметрами:

d = 60 мм; d₁ = 47 мм; d₂ = 54 мм; S = 12 мм; h = 0,5 · 12 = 6 мм

мм².

4. Высота гайки мм.

Количество витков резьбы в гайке

5. Проверка винта на устойчивость:

а) приведенный момент инерции сечения винта (см. формулу (12.9))

мм⁴;

б) радиус инерции сечения винта

в) гибкость винта при (считаем винт стержнем, у которого конец, находящийся в гайке, закреплен жестко, а другой – свободен)

;

г) при значении критическую силу определяют по формуле Тетмайера – Ясинского (см. формулу (12.10) и таблицу 12.2))

Н;

д) коэффициент запаса устойчивости

что больше [n_у].

Расчет параметров и элементов гидросистемы

Гидроцилиндр

Для расчета гидросистемы необходимо выбрать рабочее давление, которое определяется по приведенным в таблице данным в зависимости от мощности, развиваемой гидроцилиндром и определяемой по формуле (20), кВт,

, (20)

где – максимальное усилие на штоке, Н;

– максимальная скорость перемещения штока, м/с.

	кВт	до 0,1	0,1–1	1–5	5–10	свыше 20
	МПа	1	1–6,3	6,3–10	10–16	16–25

Определяем диаметр поршня, м:

, (21)

где P – выбранное рабочее давление, МПа;

k – 1,2–1,4 – коэффициент запаса, учитывающий потери на трение в гидроцилиндре.

По определенным и заданным параметрам выбираем типоразмер гидроцилиндра в соответствии с данными [12, 13] и уточняем давление в гидроцилиндре, МПа

(22)

где – диаметр выбранного гидроцилиндра, м. Далее приводится техническая характеристика гидроцилиндра.

Расход жидкости (м³/с) необходимый для перемещения поршня с заданной скоростью (расход гидроцилиндра) равен:

(23)

где – объемный КПД гидроцилиндра .

Гидромотор

Определяем мощность гидромотора, кВт,

(24)

где – момент на валу гидромотора, Н м.

По данным, приведенным в таблице, выбираем величину рабочего давления и в зависимости от него и заданных параметров по справочникам [12, 13, 14] подбираем типоразмер гидромотора. При этом необходимо, чтобы момент на валу выбранного гидромотора на 10–15 % превышал , а частота вращения вала соответствовала заданной.

Расход рабочей жидкости гидромотора, м³/с, при максимальной частоте вращения выходного вала

(25)

где – рабочий объем гидромотора, см³/об.;

– объемный КПД гидромотора.

Перепад давления на гидромоторе, МПа

(26)

где – полный КПД гидромотора.

Давление перед гидромотором определяется как сумма перепада давления на гидромоторе , и потери давления в сливной магистрали, которое принимается в пределах 0,2–0,3 МПа

. (27)

Расчет и выбор насоса

Давление насоса P_н, МПа, ориентировочно определяем по формуле:

(28)

где – давление гидроцилиндра или гидромотора при максимальной нагрузке, МПа;

– суммарные потери давления в гидросистеме, определяемые по соотношению:

. (29)

Подача насоса с учетом утечек в гидросистеме

(30)

где – расход гидроцилиндра или гидромотора, м³/с.

Выбираем стандартную частоту вращения приводного вала насоса с^-1 [12, 14] и определяем расчетный рабочий объем насоса, см³/об.

(31)

По справочникам [12–14] выбираем наиболее подходящий насос по рабочему объему , подаче и давлению .

В пояснительной записке приводится техническая характеристика принятого насоса.

Уточняем подачу насоса, м³/с

, (32)

где – рабочий объем выбранного насоса, см³/об.;

– частота вращения приводного вала выбранного насоса (в общем случае не равно предварительно выбранному ) об./с;

– объемный КПД насоса.

Если в результате расчетов по формуле (32) окажется меньше , то необходимо увеличить до ближайшего значения из стандартного ряда рабочих объемов выбранного насоса.

Расчет консольной жёстко защемленной балки

В ряде конструкций подъемников для перемещения автомобиля в вертикальном направлении используются так называемые лапы с подхватом. Они представляют собой жестко закрепленную на стойках подъемника консольную балку. Поэтому расчет на прочность лап аналогичен расчету консольных жестко защемленных балок.

Пример.

Проверить прочность телескопической лапы с подхватом стационарного одностоечного подъемника при следующих технических характеристиках: грузоподъемность 20 кН (на четыре лапы); максимальный вылет лапы 1050 мм; лапа двухступенчатая с наружными диаметрами ступеней D₁ = 110 мм и D₂ = 80 мм; толщина стенки ступеней t = 5 мм; материал сталь 40 Х с пределом текучести _т = 600 МПа.

Решение.

Составляем расчетную схему лапы (см. рис.) и строим эпюру изгибающих моментов M для консольной балки. Проверим выполнение условия прочности для двух сечений, соответствующих ступеням лапы.

Сечение A.

Максимальный изгибающий момент равен

M = 5 1,05 = 5,25 кН м.