Привод (рисунок 1) состоит из электродвигателя мощностью Рдв=5,5 кВт с угловой скоростью вала ωдв=100 1с и многоступенчатой передачи. Угловая скорость выходного вала привода ωр=11с
Определить:
Общие кпд и передаточное отношение привода.
Мощности, вращающие моменты и угловые скорости для всех валов.
Дать характеристику привода и отдельных его передач.
Рисунок 1 Привод, состоящий из электродвигателя и многоступенчатой передачи
Решение:
Привод состоит из электродвигателя, закрытой червячной передачи, ременной передачи. Назначение червячной передачи – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Электродвигатель преобразует электроэнергию в механическую, вал двигателя совершает вращательное движение, но количество оборотов ротора электродвигателя очень велико. Для снижения количества оборотов и увеличения крутящего момента и служит червячный редуктор.
К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.
Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых: прочность, износостойкость, надёжность, жёсткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность.
Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью и может применяться для передачи движения между валами, находящимися на значительном расстоянии один от другого. Она состоит из двух шкивов (ведущего, ведомого) и охватывающего их ремня. Ведущий шкив силами трения, возникающими на поверхности контакта шкива с ремнем вследствие его натяжения, приводит ремень в движение. Ремень в свою очередь заставляет вращаться ведомый шкив. Таким образом, мощность передается с ведущего шкива на ведомый.
В ременной передаче тела вращения выполнены в виде шкивов, а в качестве гибкого (кинематического) звена используется бесконечный ремень. В этих механизмах движение и работа передаются за счет сил трения, возникающих между ремнем и шкивами.
Редуктор представляет собой систему червячных колёс в отдельном закрытом корпусе, непроницаемом для пыли и одновременно являющемся масляной ванной для механизма.
Зубчатый механизм по сравнению с другими видами механизмов, предназначенных для передачи вращательного движения, обладает рядом преимуществ. Зубчатые механизмы отличаются компактностью и простотой устройства, надежностью в работе и постоянством передаточного числа.
Звенья редукторной передачи делают из высококачественных материалов с повышенным классом точности. Передачи в закрытом редукторе защищены от пыли и грязи, хорошо смазываются, а поэтому менее подвержены абразивному износу, истиранию, заеданию и при изготовлении из высококачественных материалов длительное время сохраняют первоначальную точность. Автоматическая смазка способствует малому износу и высокому кпд редукторной передачи. Наличие кожуха обеспечивает безопасность работы редуктора.
Общий кпд привода, равен произведению частных кпд;
кпд открытой ременной передачи
кпд червячной передачи с учётом потерь в подшипниках
Определим передаточное число привода:
Общее передаточное отношение привода равно произведению частных передаточных чисел ступеней привода.
передаточное отношение ременной передачи;
передаточное отношение червячной передачи;
Диапазон передаточных чисел
для ременных передач
для червячных передач
Производим разбивку передаточного отношения по ступеням.
По ГОСТ 2185 – 6 принимаем
Определяем мощности на валах привода:
Определяем угловую частоту вращения каждого вала:
Определяем частоту вращения каждого вала:
Определяем крутящие моменты на валах привода:
Вопрос 71
Дать конструктивное описание ременной передачи. Принцип её работы, достоинства и недостатки, напряжения, возникающие в ремне в процессе работы передачи. Пояснить принцип расчёта ремня по кривым скольжения и методику его выполнения.
Ременная передача – это механизм, предназначенный для передачи вращательного движения посредством фрикционного взаимодействия или зубчатого зацепления замкнутой гибкой связи – ремня с жесткими звеньями – шкивами, закрепленными на входном и выходном валах механизма.
Ременная передача состоит из двух или большего числа шкивов, насаженных на валы, участвующие в передаче вращательного движения, и гибкой связи, называемой ремнем, которая охватывает шкивы с целью передачи движения от ведущего шкива ведомому и взаимодействует с ними посредством сил трения или зубчатого зацепления.
Рисунок 2 Ременная передача
Ременные передачи трением – наиболее старый и простой по конструкции вид передачи. Эти передачи и в настоящее время находят достаточно широкое применение, они широко применяются на быстроходных ступенях привода. В двигателях внутреннего сгорания ременные передачи применяются для привода вспомогательных агрегатов (вентилятор, насос системы водяного охлаждения, электрический генератор).
Основным достоинством ременной передачи являются:
1. Возможность передачи движения на значительное расстояние;
2. Бесшумность работы, смягчение ударов, толчков и вибраций благодаря эластичности ремня;
3. Проскальзывание по шкивам, что при значительных перегрузках предотвращает поломки;
4. Небольшая стоимость и простота в обслуживании.
К недостаткам ременной передачи относят:
1. Сравнительно большие габаритные размеры;
2. Некоторое непостоянство передаточного числа по причине проскальзывания ремня на шкивах;
3. Относительно большие давления на валы и опоры;
4. Ремни со временем вытягиваются и изнашиваются, что требует их замены;
5. В виду электризации ремня во время работы ременные передачи не применяют во взрывоопасных помещениях.
Межосевое расстояние (рисунок 2) определяется конструкцией привода. для плоскоременных передач
a≥1,5∙d1+d2
для клиноременных и поликлиноременных передач:
a≥0,55∙d1+d2+h
d1 и d2 – диаметры шкивов
h- высота сечения ремня
Расчетная длина ремня L равна сумме длин прямолинейных участков и дуг обхвата шкивов
l=2a+π2∙d1+d2+d1-d224a
Угол обхвата ремнем малого шкива
α1=180°-57°∙d1-d2a
Для создания трения между ремнем и шкивом ремню после установки создают предварительное натяжение F0 (рисунок 3,a).
Рисунок 3 Силы в ветвях ремня
После приложения основной нагрузки происходит перераспределение натяжений в ветвях ремня. Ветвь, набегающая на ведущий шкив (ведущая) натягивается F1, натяжение в ведомой ветви уменьшается F2 (рисунок 3,б). Силы натяжения ветвей ремня Fn (рисунок 4) нагружают валы и подшипники, что является недостатком ременных передач.
Рисунок 4 Схема для определения нагрузки на валы
В ременной передаче возникают два вида скольжения: упругое и буксование. Упругое скольжение неизбежно при нормальной работе передачи. В процессе работы напряжение ремня на ведущем шкиве падает, ремень укорачивается и отстает от шкива. Возникает упругое скольжение. На ведомом шкиве натяжение ремня падает, и тоже возникает упругое скольжение. Упругое скольжение возникает в результате разности натяжений ведущей и ведомой ветви. По мере роста окружной силы, ремень начинает скользить по всей длине дуги обхвата, то есть по всей поверхности касания ремня с ведущим шкивом, то есть буксует. Ведомый шкив при этом останавливается, кпд падает до нуля. Упругое скольжение характеризуется коэффициентом скольжения , который представляет потерю скорости на шкивах, а, следовательно, непостоянство передаточного отношения.
При работе ременной передачи напряжения по длине ремня распределяются неравномерно. При огибании шкивов в ремне возникают напряжения изгиба (рисунок 5). Волокна ремня на его внешней стороне растягиваются. Максимальное напряжение изгиба возникает в поперечном сечении ремня при его набегании на ведущий шкив. Чем меньше диаметр шкива и больше высота ремня, тем большие напряжения возникают, тем менее долговечен ремень. На практике рекомендуют отношение толщины ремня к диаметру шкива D/1 в пределах 1/25…1/30.
Рисунок 5 К изгибу ремня на шкиве
Тяговая способность ременной передачи обусловливается сцеплением ремня со шкивами. Исследуя тяговую способность, строят кривые скольжения и кпд (рисунок 6). На их базе разработан современный метод расчета ременных передач.
В результате исследования кривых скольжения, построенных по опытным данным, устанавливают связь между полезной нагрузкой – окружным усилием Р и предварительным натяжением ремня S0 в зависимости от коэффициента скольжения ε. По оси абсцисс графика откладывают нагрузку, выраженную через коэффициент тяги:
φ=РS1+S2=Р2S0=kП2σ0
по оси ординат – коэффициент скольжения ε и кпд передачи η.
Рисунок 6 Кривые скольжения и кпд
При построении кривых постепенно повышают полезную нагрузку Р при постоянном натяжении S1 + S2 = 2S0, замеряя при этом скольжение и кпд передачи. При возрастании коэффициента тяги от нуля до критического значения φ0, наблюдается только упругое скольжение. В этой зоне упругие деформации ремня приближенно подчиняются закону Гука, поэтому кривая скольжения близка к прямой. При значении φ0 окружное усилие Р достигает величины максимальной силы трения, дуга покоя αП1 исчезает, а дуга скольжения αС1 распространяется на весь угол обхвата.
При увеличении коэффициента тяги от φ0 до φmax работа передачи становится неустойчивой. К упругому скольжению прибавляется частичное буксование, которое по мере увеличения φ растет, ремень быстро изнашивается, кпд передачи резко падает. При φmax наступает полное буксование, ведомый шкив останавливается, кпд падает до нуля.
Согласно кривой скольжения, коэффициент тяги φ следует принимать близким к φ0, которому соответствует ηmax. Работа при φ > φ0 допускается только при кратковременных перегрузках, например, в период пуска. Значения φ0 устанавливают экспериментально для каждого типа ремня.
Таким образом, кривая скольжения отражает явления, происходящие в ременной передаче и совместно с кривой кпд характеризует ее работу в данных условиях. Критерием рациональной работы ремня служит коэффициент тяги φ0, величина которого определяет максимальное окружное усилие Рmax, до которого ременная передача при предварительном натяжении ремня S0 может работать в нормальных условиях.
Pmax = 2∙φ0∙S0
Вопрос 72
Конструкции шпоночных и шлицевых соединений, их особенности и назначение. Методика проектирования шпоночных и шлицевых соединений.
Шпоночные соединения применяют для передачи вращающего момента между валом и ступицей (например, ступицей зубчатого колеса, шкива, маховика) с помощью специальной детали — шпонки. Шпоночные соединения подразделяют на ненапряженные, осуществляемые призматическими или сегментными шпонками, и напряженные, осуществляемые клиновыми шпонками.
Достоинства соединений: простота конструкции и низкая стоимость.
Недостатки: вал и ступица ослаблены шпоночными пазами, в зоне которых возникает концентрация напряжений, что снижает усталостную прочность деталей соединений; трудно обеспечить взаимозаменяемость соединения из-за необходимости ручной подгонки шпонки по пазу; ненадежная работа соединения при ударных, реверсивных и циклических нагрузках.
Ширину b и высоту h обыкновенных призматических шпонок выбирают в зависимости от посадочного диаметра вала. Концы шпонок могут быть плоскими или скругленными. Призматические шпонки вставляют в паз вала по посадке с натягом, а в паз ступицы по посадке с зазором.
В валу паз изготовляется пальцевой фрезой при единичном или мелкосерийном производстве, а при крупносерийном или массовом дисковой фрезой. Паз в ступице выполняется протяжкой или долбяком.
Рисунок 7 Соединение призматической шпонкой
Разновидностями призматических шкивов являются сегментные и цилиндрические.
Рисунок 8 Соединение сегментной шпонкой
Шпонки обычно подбирают по диаметру вала, так как шпонки стандартизованы. В расчетах принимают, что шпонка нагружена силой от момента и по этой силе выполняют расчеты. Глубина врезания паза в вале такова, что рассчитывать надо только выступающую часть шпонки. Если шпонка выбирается по стандарту, то она рассчитывается только на смятие. Если по каким то причинам шпонку не удалось выбрать по стандарту, ее еще считают на срез .
Шлицевые соединения валов со ступицами (зубчатых колес, шкивов) применяют для передачи вращающего момента. На валу изготовляют выступы (зубья), входящие во впадины (шлицы) ступицы.
Рисунок 9 Шлицевое соединение
Достоинства шлицевых соединений: высокая несущая способность благодаря значительно большей рабочей поверхности шлицев; высокая усталостная прочность вала вследствие незначительной концентрации напряжений; возможность применения точных и производительных методов обработки шлицев в ступицах (протягиванием) и зубьев на валах (фрезерованием червячными фрезами, шлифованием, как при нарезании зубьев зубчатых колес). Этим достигается высокая точность центрирования шлицевых соединений.
Недостатки: высокая стоимость соединений из-за сложности технологического оборудования (зубофрезерные, протяжные и шлифовальные станки). изготовление шлицевых соединений становится экономически целесообразным лишь при крупносерийном и серийном производствах.
Различают шлицевые соединения неподвижные и подвижные с возможностью перемещения деталей вдоль оси под нагрузкой или без нагрузки. (Например, шлицевые соединениясверлильных шпинделей станков, карданных валов автомобилей и др.) Шлицевые (зубчатые) соединения стандартизованы. При данном диаметре соединения стандартами установлено число и размеры шлицев (зубьев), а также допуски на их размеры.
В машиностроении применяют прямобочные, эвольвентные и треугольные шлицы. В настоящее время наиболее распространены давно применяемые прямобочные шлицевые соединения по ГОСТу 1139 – 80.
Основными видами отказов шлицевых соединений являются смятие и износ рабочих поверхностей. Износ является следствием работы сил трения при взаимных микроперемещениях контактирующих поверхностей в процессе работы. Особенно большой износ в шлицевых соединениях наблюдается при скудной загрязненной смазке, больших напряжениях смятия. Износостойкость соединения повышают с помощью увеличения твердости контактирующих поверхностей закалкой, уменьшения зазоров между зубьями, а также применяя смазочный материал и хорошее уплотнение от загрязнения.
Расчет шлицевых соединений ведется по двум критериям: 1) смятие (если только присутствует вращающий момент) 2) износостойкость (если еще изгибающий момент и радиальные силы).
Вопрос 73
Описать конструкции подшипников качения, их маркировку по ГОСТ. Дать чёткое определение динамической и статической грузоподъёмности подшипников качения. Влияние этой величины на определение срока службы подшипника.
Подшипник качения, как правило, состоит из двух колец (наружного и внутреннего), тел качения и сепаратора. Подшипники качения классифицируют по направлению воспринимаемых нагрузок относительно оси вала (радиальные, радиально-упорные, упорно-радиальные, упорные), по форме тел качения (шариковые, роликовые), по числу тел качения (однорядные, двухрядные, четырехрядные, многорядные) и другим признакам. Подробная классификация содержится в действующих стандартах. Однако, эта классификация в определенной мере носит условный характер, так как многие типы подшипников могут удовлетворять различным целям. Например, шариковый радиальный однорядный подшипник способен воспринимать кроме радиальной и умеренную осевую нагрузку, в связи с чем, при большой частоте вращения его применение предпочтительнее упорного.
Величина и направление нагрузки – решающий фактор при выборе типоразмера подшипника. При небольших нагрузках и малых диаметрах валов применяют шариковые подшипники, а для больших нагрузок и больших валов– роликоподшипники, так как они способны воспринимать большую нагрузку при равных габаритах с шариковыми подшипниками, а также обладают большей жесткостью. Только осевую нагрузку воспринимают упорные подшипники. Подшипники шариковые упорные одинарные воспринимают осевую нагрузку одностороннего направления, а двойные – осевую нагрузку, действующую в обоих направлениях. При действии радиальной и осевой нагрузок одновременно выбирают в первую очередь радиально- упорные шариковые и роликовые подшипники с коническими роликами. Если осевая нагрузка больше радиальной, целесообразно применять радиально-упорные шариковые подшипники с четырехточечным контактом или упорно-радиальные роликовые сферические подшипники. При наличии несоосности вала и корпуса применяют самоустанавливающиеся двухрядные сферические шариковые и роликовые подшипники или упорно-радиальные сферические подшипники.
Подшипники шариковые радиальные однорядные предназначены для восприятия радиальных нагрузок, но могут воспринимать незначительные осевые нагрузки в двух направлениях. Для упрощения осевого крепления подшипники могут изготавливаться с кольцевой канавкой на наружном кольце. Перекос колец подшипника может вызвать местную перегрузку шариков, а также увеличить шум и вибрацию.
Подшипники шариковые радиально-упорные воспринимают радиальную и осевую нагрузки. При этом они способны воспринимать осевую нагрузку только в одном направлении, поэтому для фиксации вала в обе стороны их, как правило, устанавливают по два на вал или в опору. Беговые дорожки в обоих кольцах этого подшипника выполнены так, что образуется угол контакта, который имеет разные значения в зависимости от конструкции. Чем больше угол контакта, тем больше возможная осевая нагрузка на подшипник. Радиально-упорные подшипники чувствительны к перекосу. К группе радиально-упорных подшипников относятся также подшипники с четырехточечным контактом, радиально-упорные шариковые подшипники, у которых дорожки качения имеют такие профили желобов, которые позволяют воспринимать осевые нагрузки в обоих направлениях. За счет разъемного внутреннего кольца в подшипники помещается большее количество шариков, в связи с чем они имеют высокую грузоподъемность и занимают мало места при малых габаритах.
Роликовые радиально-сферические подшипники воспринимают, главным образом, радиальную, но могут воспринимать и небольшую осевую нагрузку. Подшипники фиксируют вал в осевом направлении в обе стороны в пределах имеющихся осевых зазоров. Они могут работать при угле перекоса оси внутреннего кольца.
Основное условное обозначение подшипников состоит из 7 знаков. Дополнительные обозначения, расположенные слева от основного обозначения, отделяются знаком тире, дополнительные обозначения справа начинаются с прописной буквы. Порядковый номер знака в основном и дополнительном обозначении подшипника определяют цифрой справа налево. Дополнительное обозначение перед основным обозначением подшипника 6 – первая цифра слева от обозначения подшипника, отделенная знаком тире, обозначает класс точности подшипника. Например, 6 – 206 обозначает подшипник 206 класса точности 6. Установлены классы точности подшипников в порядке повышения точности 0, 6х, 6, 5, 4,2, Т.
76 – вторая цифра справа налево в приставке, отделенной знаком тире перед цифрой класса точности, обозначает группу радиального зазора. Например, 76 – 206 обозначает подшипник 206 класса точности 6 имеет 7 группу зазора.
Основные обозначения подшипников.
Первые два знака (2 и 1 – на схеме) справа обозначают диаметр отверстия подшипника. Третий знак (3) означает серию диаметра подшипника, четвертый (4) знак означает тип подшипника, пятый и шестой (5 и 6) знаки означают конструктивные особенности подшипника, а седьмой (7) означает серию ширины подшипника. Типы подшипников обозначаются (четвертый знак): 0 – шариковый радиальный; 1 – шариковый радиальный сферический; 2 – роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами; 3 – роликовый радиальный сферический; 4 – роликовый игольчатый или с длинными цилиндрическими роликами; 5 – радиальный роликовый с витыми роликами; 6 – радиально-упорный шариковый; 7 – роликовый конический; 8 – упорный или упорно-радиальный шариковый; 9 – упорный или упорно-радиальный роликовый.
Конструктивные особенности для некоторых типов подшипников обозначаются (пятый и шестой знаки схемы) следующим образом:
Шариковые радиальные подшипники
50000 – стопорная канавка на наружном кольце, например, 50206;
60000 – одна защитная стальная шайба, например, 60206;
150000 – стопорная канавка на наружном кольце и одна защитная стальная шайба, например, 150206;
80000 – две защитные стальные шайбы, например, 80206;
160000 – одно резино-металлическое уплотнение контактного типа, например,16030УС9;
330000 – двухрядный подшипник с валиком вместо внутреннего кольца, например, 330902С17.
Шариковые радиально-упорные подшипники
46000 – с углом контакта 26°, например, 46312;
66000 – с углом контакта 36°, например, 66312;
176000 – с разъемным внутренним кольцом с четырехточечным контактом, например, 176222 Л;
256000 – двухрядные с двухсторонним уплотнением, например, 256907ЕС17.
Роликовые радиальные сферические подшипники
03000 – двухрядные с одним средним и двумя крайними бортиками на внутреннем кольце, например, 3528Н;
13000 – двухрядные с одним средним и двумя крайними бортиками на внутреннем кольце с закрепленной втулкой, гайкой и шайбой, например,13525Н;
23000 – однорядные, например, 23217Л;
53000 – двухрядные с безбортовым внутренним кольцом и симметричными роликами, например, 53618 Н;
73000 – двухрядный с бортиками на внутреннем кольце и со стяжной втулкой, например, 73638;
113000 – двухрядный с бортиками на внутреннем кольце и с отверстием конусностью 1:12, например, 113528 Н;
183000 – однорядные с коническим отверстием, например, 183217 Л;
153000 – двухрядные с безбортовым внутренним кольцом и с отверстием конусностью 1:12, например, 153614 Н;
353000 – двухрядные с безбортовым внутренним кольцом с закрепленной втулкой, гайкой и шайбой, например, 353516 Н;
753000 – двухрядные с безбортовым внутренним кольцом и со стяжкой втулкой, например, 753614 Н.
Основными критериями работоспособности подшипников качения являются долговечность по усталостному выкрашиванию и статическая грузоподъемность по пластическим деформациям. Расчет на долговечность выполняют для подшипников, вращающихся с угловой скоростью ω ≥ 0,105 рад/с. Невращающиеся или медленно вращающиеся подшипники (с угловой скоростью ω < 0,105) рассчитывают на статическую грузоподъемность.
Если подшипник воспринимает нагрузку находясь в неподвижном состоянии или вращаясь с частотой менее 1 об/мин, то подшипник выбирают по статической грузоподъемности, поскольку при указанном режиме работы исключается усталостное выкрашивание рабочих поверхностей тел и дорожек качения.
Условие проверки:
Ро < Со,
Ро – эквивалентная статическая нагрузка;
Со – статическая грузоподъемность ( по каталогу на подшипники).
Под статической грузоподъемностью понимают такую статическую нагрузку, которой соответствует общая остаточная деформация тел качения и колец в наиболее нагруженной точке контакта, равная 0,0001 диаметра тела качения.
Эквивалентная статическая нагрузка определяется по формуле:
Ро = X0∙Fr + Y0∙Fa,
Хо и Yo – коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок
Выбор подшипников по динамической грузоподъемности производят для предупреждения усталостного разрушения.
Динамическая грузоподъемность и долговечность подшипника связаны эмпирической зависимостью
L = (С/Р)р,
L – ресурс в млн. оборотах;
С – паспортная динамическая грузоподъемность подшипника – это такая постоянная нагрузка, которую подшипник может выдержать в течение одного млн. оборотов без появления признаков усталости не менее чем у 90% из определенного числа подшипников, подвергающихся испытаниям.
Р – показатель степени кривой усталости (р=3 – для шариковых подшипников, р=10/3 – для роликовых .
Р – эквивалентная (расчетная) динамическая нагрузка на подшипник.
Для перехода от количества млн. оборотов в ресурс в часах запишем:
Lh= 106∙L/(60∙n), ч.
Для радиальных шариковых и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников эквивалентную нагрузку определяют по формуле:
Р = ( X∙V∙Fr + Y∙Fa )∙Kb∙KT,
Fr и Fa – радиальная и осевая нагрузки на подшипник;
V – коэффициент вращения кольца (V =1 при вращении внутреннего кольца, V =1,2 – при вращении наружного кольца);
Кб – коэффициент безопасности, учитывающий характер внешних нагрузок;
Кт – температурный коэффициент;
X и Y – коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок.
Для подшипников с цилиндрическими роликами формула для определения эквивалентной динамической нагрузки имеет вид:
Р = Fr∙V∙Kb∙KT.
Литература
1. Иванов М. Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1991
2. Куклин Н. Г., Куклина Г. С. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1984
3. Чернавский С. А., Ицкович Г. М., Боков К. Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение, 1979
4. Чернилевский Д. В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов.– М.: Высшая школа, 198
5. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа, 1991