close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

Прайс ООО "Спецтехрос" 16.03.2015 Тел. (8-351) 256-50-17;pdf

код для вставкиСкачать
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ИВАНОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ХИМИКОТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Б.Р. КИСЕЛЕВ
ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ПРИВОДОВ МАШИН
ХИМИЧЕСКОГО ПРОИЗВОДСТВА
Учебное пособие
Рекомендовано
Министерством образования РФ
в качестве учебного пособия
для студентов, обучающихся по
техническим и технологическим специальностям
ИВАНОВО 2003
1
УДК 62-34.001.63:66.002.2(07)
Проектирование приводов машин химического производства;
Учебное пообие (Б.Р. Киселев); Ивановский государственный
химико-технологический универитет; Иваново, 2003-144 с.
ISBN 5-230-05662-2
Изложены вопросы расчета и проектирования приводов для машин химического производтва. Предложена классификация приводов с приведением формул определения потребляемой мощности машин. Изложена методика расчета
привода, а также основных видов механических передач, валов, осей, подшипников.
Издание предназначено для студентов механиков, а
также студентов технологических специальностей химического профиля.
Второе издание.
Табл. 56. Ил. 32. Библиогр.: 13 назв.
Печатается по решению редакционно-издательского
совета
Ивановского
государственного
химикотехнологического университета.
Рецензенты: чл.-корреспондент АИН РФ, доктор технических наук,
профессор В.Н. Блиничев
доктор технических наук, профессор В.Г. Мельников
© Ивановский государственный химико-технологический
университет, 2003
2
ПРЕДИСЛОВИЕ
Учебное пособие “Проектирование приводов машин химического производства” составлено для студентов химического образования, механических и технологических специальностей и
может быть использовано при выполнении курсового проекта по
курсам “Детали машин и основы конструирования”, “Прикладная
механика”, а также при выполнении дипломной работы.
Настоящее пособие включает в себя характеристику механических передач, материалов, используемых для деталей, методики
проектирования и расчета передач, валов, осей, подшипников, муфт, а
также расчета всего привода.
Расчет каждой из передач выполняется в строгой последовательности и включает в себя расчетные формулы, справочные
данные, схемы, рисунки, таблицы и диаграммы. В пособии расчетные формулы, используемые при учебном проектировании деталей
машин несколько упрощены в допустимых пределах соответствующих ГОСТов, отраслевых ОСТов и норм. При проектировании
предполагается, что студент, пользуясь данным пособием будет
использовать и специальную техническую литературу.
1. ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ,
ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ
МАШИН И ИХ ДЕТАЛЕЙ
В процессе проектирования должны быть учтены основные
достижения в области химического машиностроения, оценены
возможности оптимального использования существувющих конструкций, нормализированных и стандартизованных деталей и узлов
массового производства, а также соблюдены основные требования,
предъявляемые к машинам. Эти требования сводятся к следующему: увеличение мощности при тех же габаритных размерах; повышение скорости, производительности, КПД, надежности и долговечности; минимальная масса и меньшая стоимость изготовления;
3
автоматизация работы машин; возможность легкой и быстрой замены вышедших из строя узлов и деталей; эстетичность.
Повышение надежности и долговечности машин являются
одним из важнейших требований.
Надежность-это свойство изделия выполнять заданные
функции, сохраняя в определенных пределах свои эксплуатационные показатели в течение требуемого промежутка времени.
Долговечность-свойство изделия длительно сохранять работоспособность до предельного состояния с необходимыми перерывами для технического обслуживания и ремонтов. Долговечность машин является функцией большого числа факторов конструктивного и эксплуатационного характера. Машины химического
производства относятся к системам многократного действия, для
эксплуатации которых характерна цикличность. Наиболее сильное
влияние на долговечность химмашин оказывает уровень износостойкости деталей.
Износостойкость является одним из основных критериев
работоспособности деталей машин.
Изнашивание - это процесс разрушения поверхностных
слоев при трении, приводящий к постепенному изменению размеров, формы и состояния поверхностей деталей. Износ зависит от
величины контактных напряжений, скорости скольжения, износостойкости материала. Для повышения износостойкости детали
применяют смазку, антифрикционные материалы, специальные
виды химико-термической обработки поверхности и т.д.
Другими важнейшими критериями работоспособности деталей машин является прочность, теплостойкость, виброустойчивость.
Прочность-это свойство детали в определенных условиях и
пределах, не разрушаясь, восприниать те или иные приложенные
нагрузки. При расчете на прочность большое внимание уделяется
выбору расчетных схем и величин допускаемых напряжений. Ввиду разнообразия работы деталей машин каждая отрасль машиностроения, основываясь на опыте эксплуатации, вырабатывает свои
нормы запасов прочности для конкретных деталей.
4
Жесткостью называется способность деталей сопротивляться изменению их формы под действием нагрузки. Расчет на
жесткость предусматривает ограничение упругих деформаций деталей в пределах, допустимых для конкретных условий работы.
Нормы жесткости устанавливаются практикой и расчетом.
Под теплостойкостью понимают способность деталей сохранять нормальную работоспособность в допустимом температурном режиме, вызванном рабочим процессом машины и трением
в их механизмах.
Под виброустойчивостью понимают способность деталей и
узлов машины работать в нужном режиме без недопустимых колебаний. Так как вибрации вызывают дополнительные переменные
напряжения и могут привести к усталостному разрушению деталей, то с повышением скоростей опасность вибрации возрастает.
Это вызывает необходимость расчета вынужденных колебаний
деталей и узлов машины.
Материалы и термообработка имеют решающее значение
для качества и экономичности машин.
2. СВЕДЕНИЯ О МАТЕРИАЛАХ
Для изготовления деталей машин применяются металлические и неметаллические материалы. Наиболее распространенными
материалами машиностроения являются: сталь, чугун, сплавы
цветных металлов, волокнистые металлические материалы, металлокерамика, графит, различные виды пластмасс, резина, кожа, картон, паронит, асбест, войлок и т.д. При проектировании машин
весьма важно рационально выбрать материал для их деталей. Сталь
углеродистая и легированная является основным материалом в
машиностроении.
Сталь это сложный сплав железа с углеродом и другими элементами. Физико-механические свойства стали повышаются путем
термической (отжиг, нормализация, закалка, отпуск, улучшение), химико-термической обработки (азотирование, цементация, цианирова5
ние), а также поверхностным упрочнением (дробеструйная обработка,
обработка закаленными шариками).
Сталь углеродистая обыкновенного качества - Ст 0, Ст1,Ст2
и др. ГОСТ 380-88. Обозначение этих сталей производится в порядке возрастания их твердости, пределов прочности, текучести и
снижения пластичности. Эти стали имеют широкое распространение в машиностроении и применяются для изготовления преимущественно термически обработанных не ответственных деталей.
Сталь углеродистая, качественная конструкционная – сталь
10, сталь 15, сталь 20 и др. ГОСТ 1050-88. Числа показывают содержание углерода в сотых долях процента. Данная сталь с повышенным содержанием марганца обозначается – сталь 15Г, сталь
20Г, сталь 30Г и т.д. Сталь качественная углеродистая применяется
в большинстве случаев для ответственных деталей, подвергнутых
термической обработке.
Сталь легированная конструкционная – сталь 15Х, сталь
40ХН, сталь 18ХГТ, сталь 12ХН3А и др. ГОСТ 4543-71. Первые
два числа показывают примерное содержание углерода в сотых
долях процента, а последующие буквы и цифры обозначают вид
легирующего элемента и примерное его содержание в процентах.
Легированные стали можно разделить на две группы: стали, применяющиеся в состоянии поставки (низколегированные), и стали,
применяющиеся с дополнительной термической обработкой. Стали
первой группы обладают повышенным пределом текучести и повышенной ударной вязкостью. Эти стали хорошо свариваются.
Стали второй группы идут на изготовление деталей, которые
должны обладать высокой прочностью и износостойкостью. Повышенная стоимость легированных сталей по сравнению с обычными углеродистыми оправдывается их высокими качествами, в
особенности после термической обработки.
Стальное литье - углеродистая сталь в отожженном или
нормализованном состоянии обозначается сталь 15Л, 20Л, 30Л и
др. Конструкционная низколегированная сталь обозначается сталь
40ХЛ, 30ХГСЛ, 35НХЛ и др. ГОСТ977-88. Первые два числа показывают содержание углерода в сотых долях процента, затем указы6
ваются легирующие элементы и в конце обозначения стали ставится буква Л - литье.
Рекомендуется для изготовления зубчатых передач, валов,
работающих в подшипниках качения и скольжения, червячных,
шлицевых валов, валиков, осей, втулок, шпонок применять сталь
углеродистую, качественную конструкционную и легированную с
соответствующей термообработкой в зависимости от условий работы.
Обычно для изготовления валов, шлицевых валов, валиков,
осей, втулок и шпонок применяются сталь 35, 45, реже сталь 20Х,
для червячных валов – сталь 40Х, 40ХН, 18ХГТ, для изготовления
зубчатых колес, звездочек – сталь 45, 50Г2, 20Х, 40Х, 45Х, 40ХН,
18ХГТ, табл. 2.1.
Необходимо отметить, что детали работающие при больших скоростях лучше изготавливать из цементируемой легированной стали 20Х, 18ХГТ. Для деталей, где необходимо создать повышенную износостойкость и поверхностную твердость применяют закаленные стали 45, 40Х с нагревом поверхностного слоя ТВЧ.
При закалке деталей в воде или масле с последующим отпуском,
изготовленных из сталей 35, 50Г2, 20Х, 40Х, 40ХН, повышается их
прочность. Детали, работающие при ударных нагрузках предпочтительнее изготавливать из закаленных легированных сталей 40Х,
45Х, 40 ХН, 18 ХГТ, а при наличии высокого давления из сталей
40 Х, 18ХГТ. Сталь 18ХГТ применяется при требовании высокой
поверхностной твердости и износоустойчивости, если необходима
более высокая прочность и вязкость сердцевины, чем у стали 20Х.
Чугун - сплав железа с углеродом, содержащий более 2%
углерода. Чугун получил широкое применение в машиностроении
благодаря хорошим литейным свойствам, достаточной прочности и
сравнительно низкой стоимости. По химическому составу, структуре и технологии изготовления чугун подразделяется на серый
СЧ10, СЧ15, СЧ18 и др. ГОСТ 1412-85, ковкий КЧ30-6, КЧ35-10 и
др. ГОСТ 1215-79, высокопрочный ВЧ35, ВЧ50, ВЧ70 и др. ГОСТ
7293-85, антифрикционный АЧС-1, АЧС-2, АЧВ1, АЧВ2, АЧК-1,
АЧК-2 и др. ГОСТ 1585-85. Виду чугуна соответствуют впереди
7
стоящие буквы, а числа указывают значения его механических
характеристик.
Таблица 2.1
Механические характеристики сталей
Марка
стали
Термообработка
35
Закалка в воде,
отпуск
Улучшение(зак. с
высоким отпуском)
Закалка с нагревом
ТВЧ с глуб. слоя
1,8-2,2 мм., отпуск
Нормализация
Закалка в масле,
высокий отпуск
Цементация, зак. в
масле,отпуск
45
45
50Г2
50Г2
20Х
Закалка в масле,
высокий отпуск
40Х Закалка в масле,
отпуск
40Х Зак. с нагревом
ТВЧ с глуб.слоя
1.8-2.2мм.,отп.
45Х Закалка, высок.
отпуск
40ХН Закалка в масле,
отпуск
18ХГТ Цементация,зак. в
масле,отпуск
40Х
Механические свойства стали после
термообработки
предел
твердость НВ
предел
текучести
прочности
σТ (МПа)
σB (МПа)
980
640
293-375
740
440
192-285
-
-
495-601
940
680
187-230
250-300
820
620
780-930
590-690
сердц. 212
поверхность
555-627
230-280
1470-1570
1280-1370
429-495
-
-
495-534
830
590
230-300
1570
1370
460-534
980
780
сердц. 240-300
поверхность
555-627
8
В таблице 2.2 даны механические характеристики наиболее
распространенных марок чугуна при изготовлении деталей машин.
Медные сплавы - сплавы, в которых основным компонентом является медь.
Медные сплавы разделяются на бронзы, латуни и медноникелевые сплавы,обладающие высокими антифрикционными и антикоррозийными свойствами. Из медных сплавов для деталей машин наибольшее распространение получили бронзы. Например,
оловянные бронзы - БрО10Ф1, БрО6Ц6С3 и др. ГОСТ 613-79; безоловянные - БрА9Ж3Л, БрА10Ж4Н4Л и др. ГОСТ 493-79; латуни медно-цинковые сплавы ЛЦ40С, ЛЦ25С2, ЛЦ30А3 и др. ГОСТ
17711-80. Маркируют бронзы и латуни соответственно буквами Бр
и Л, за которыми следуют обозначения легированных элементов и
их процентное содержание. В таблице 2.3 приведены механические
характеристики некоторых марок бронз.
Таблица 2.2
Механические характеристики чугуна
Марка чугуна
Механические свойства
Твердость НВ
(МПа)
σИ
σB
СЧ10
98
274
143-229
СЧ15
150
320
168-222
СЧ18
180
360
170-229
СЧ20
200
390
170-240
СЧ25
245
450
180-250
СЧ30
295
490
180-255
СЧ35
340
540
197-269
СЧ40
390
590
207-285
СЧ45
440
635
230-290
КЧ30-6
294
160
КЧ35-10
340
160
КЧ45-6
440
240
КЧ56-4
550
270
ВЧ38-17
373
140-170
ВЧ50-2
490
180-260
9
Таблица 2.3
Механические характеристики бронз
Марка бронзы
Способ
Предел
Предел
Допускаемые
отливки
прочности
текучести напряжения (МПа)
σB (МПа)
σТ (МПа)
[σ-1]И
[σ0]И
БрО10Ф1
в песок
215
140
50
36
БрО10Ф1
в кокиль
245
200
72
52
БрО6Ц6С3
в песок
147
80-100
46
38
БрО6Ц6С3
в кокиль
176
80-100
54
39
БрА9Ж3Л
в песок
392
200
100
80
БрА9Ж3Л
в кокиль
490
200
110
88
БрА10Ж4Н4Л * в песок
587
200
123
105
БрА10Ж4Н4Л
в кокиль
587
200
123
105
* - Широко используется для деталей химической промышленности.
Алюминиевые сплавы - легкие сплавы на основе алюминия, содержащие один или несколько легирующих компонентов, главным образом медь, магний, кремний, цинк, марганец. Наиболее употребительные в машиностроении сплавы: силумин - АЛ2, АЛ4, АЛ9 и др. ГОСТ
1583-89Е, дюралюминий Д16, Д18 и др. ГОСТ 4784-74 обладают достаточной удельной прочностью, вместе с тем легкостью и применяются в
машиностроении для снижения массы детали, ее инертности.
Баббиты - сплавы, полученные на основе олова и свинца с
вкрапленными твердыми зернами сурьмы, меди, щелочных металлов и других элементов, обладающих высокими антифрикционными свойствами Б-16, Б-83 и др. ГОСТ 1320-74. Числовое обозначение указывает на ориентировочное содержание олова.
Баббиты получают также на основе алюминия АО3-7, АН25, АСН и др. ГОСТ 14113-78.
Широкое применение в машиностроении имеют кальциевые баббиты - БКА, БК2, БК2М и др. ГОСТ 1209-90.
Пластмассы - синтетические вещества органического происхождения. Пластмассы подразделяются на термореактивные и
термопластичные. Из термореактивных (необратимых) пластмасс
преимущественное распространение в машиностроении получили
текстолит - ПТК, ПТ, ПТМ и др. ГОСТ 5-78, асботекстолит - А, Б,
10
Г и др. ГОСТ
5-78 и древолиты (древеснослоистые пластики) - ДСП ГОСТ
13913-78. Эти соединения представляют собой пластики, состоящие из слоев ткани или древесного шпона, пропитанных фенольной смолой и термически обработанных под давлением. Из термопластичных пластмасс наибольшее распространение имеет капрон,
полученный на основе полиамидных смол. В таблице 2.4 приведены некоторые физико-механические свойства пластмасс.
Волокнистые металлические материалы - композиции из
высокопрочных волокон в мягкой основе. Металлические волокна
получают тремя методами: 1) механическим, путем вытягивания
тонкой проволоки, разрезания фольги и др., 2) термическим, путем
плавления металла и вытягивания через сопла, 3) химическим, путем выращивания нитевидных кристаллов. Волокнистые металлические материалы или композитные материалы применяют для
наиболее напряженных деталей, ограничивающих параметры машины. Волокна воспринимают основную нагрузку, а основа обеспечивает ее равномерное распределение.
Таблица 2.4
Физико-механические свойства пластмасс
Наименование Плотность
Разрушающие напряжения при
и марка
ρm(Н/м3) растяжении σP (МПа)
изгибе σИ (МПа)
Волокнит
132-142
30-40
50-80
Текстолит-ПТ
127-137
85
145
Текстолит-ПТК
123-137
100
160
Пластики-ДСП
127-137
110-260
100-280
Капрон
110
60-84
90
Металлокерамические материалы - металлические порошки
с различными присадками, которые прессуются под высоким давлением и затем спекаются. Металлокерамика используется как
антифрикционный подшипниковый и как фрикционный материал.
Металлокерамические материалы обладают высокими несущими
теплоотводными и износостойкими показателями.
11
Графит - материал, состоящий из аллотропных форм углерода. Искусственный графит получается при 2200 градусов из антрацита в электропечи. Графитовые материалы применяются в
качестве антифрикционных материалов, а также при высоких и
низких температурах.
Другие виды материалов применяются в машиностроении в
меньшей степени и преимущественно используются для вспомогательных элементов и не основных деталей машин. Так, например, в
редукторостроении применяются для подшипниковых крышек
картон прокладочный ГОСТ 9347-74 и войлок ГОСТ 6308-71.
При выборе материала необходимо руководствоваться основными требованиями, предъявляемыми при проектировании
деталей машин, см. гл.1, а также учитывать стоимость материала,
которая составляет от 30 до 60% полной стоимости машины.
12
3. ПРИВОД
Привод - устройство для приведения в действие от двигателя различных рабочих машин. Соединение вала машины с валом
электродвигателя возможно лишь в относительно редких случаях.
Однако, в химическом машиностроении это имеет место. Например, в компрессорах, подвесных центрифугах, быстроходных мешалках, когда частота валов совпадает с частотой вращения электродвигателей. В основном для привода машины необходима установка повышающей или понижающей передачи. Оптимальный тип
передачи определяют с учетом ряда факторов: эксплуатационных
условий, характера нагрузки, срока службы, техники безопасности,
удобства расположения, обслуживания, стоимости привода.
Наиболее совершенным и прогрессивным является индивидуальный привод, т.к. он
устраняет потери энергии
в трансмиссиях, допускает наиболее рациональное размещение узлов,
агрегатов машин, улучшает условия труда. Индивидуальный привод к
рабочему валу 6 машины
Рис.3.1. Схема привода.
осуществляется разными
вариантами, в которые входят электродвигатель 1, открытые передачи (ременные 2, цепные 5, зубчатые), редуктор 3, возможно вариатор, муфты 4, рис. 3.1.
Промышленность выпускает нескольких типов электродвигателей.
По роду тока двигатели выпускаются постоянного тока, однофазные асинхронные двигатели небольшой мощности, трехфазные синхронные двигатели, трехфазные асинхронные двигатели.
Последний тип электродвигателей наиболее распространен в химической промышленности, хотя имеют место и привода с элек13
тродвигателями постоянного тока, а также синхронные в установках большой мощности и однофазные асинхронные электродвигатели в химических аппаратах.
Трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А ГОСТ 19523-81 выпускаются разных форм исполнения:
М100 - электродвигатели горизонтальные, станина на лапах, М200 - то же и дополнительно с фланцами на щите, М300 горизонтальные, с фланцем на щите, без лап, М302 - вертикальные,
с фланцем на щите, без лап. У асинхронных двигателей различают
синхронную и фактическую (асинхронную) частоту вращения ротора. Частота вращения ротора нагруженного двигателя всегда
меньше синхронной.
Редуктор предназначен для уменьшения частоты вращения
и увеличения вращающегося момента. Механизм, совершающий
обратное преобразование, называют мультипликатором.
Редуктор - законченный механизм, соединяемый с электродвигателем и рабочей машиной муфтами и может соединение происходить через ременные, цепные и открытые зубчатые передачи.
В корпусе редуктора размещены зубчатые (цилиндрические, конические, волновые) или червячные передачи, неподвижно
закрепленные на валах. Валы опираются на установленные в корпус подшипники.
Тип редуктора определяется составом передач, порядком
их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых колес в пространстве. Наиболее
распространены редуктора с валами, расположенными в горизонтальной плоскости, но могут быть выполнены и вертикальные редуктора.
Основной характеристикой редуктора является передаточное число Uр и номинальный момент на тихоходном валу Мном.
Машиностроительной промышленностью изготовляются
следующие редуктора.
Цилиндрические одноступенчатые типа ЦУ, см. рис.3.2а,
Uр=2-6.3, Мном=250-4000 Нм,
двухступенчатые типа Ц2У, см.рис.3.2б,
Uр=8-40, Mном=250-4000 Нм.
14
Редукторы двухступенчатые цилиндрические с зацеплением Новикова - ЦДН,
Uр=8-50, Мном=71000-100000 Нм.
Редукторы цилиндрические трехступенчатые - ЦТНД, см.
рис.3.2в,
Uр=63-160, Мном=8300-28500 Нм.
Конический одноступенчатый типа КШ, см. рис.3.2г,
Uр=1-2.8.
Рис.3.2. Схемы редукторов.
15
Коническо-цилиндрический типа КЦ, см.рис.3.2д, Uр=6.3-28,
Мном=530-5930 Нм.
Червячные цилиндрические редуктора типа РЧУ,
см.рис.3.2е,
Uр=8-80, Мном=26-422 Нм.
Червячные одноступенчатые универсальные типа Ч,
Up=8-80, Мном=26-250 Нм.
Червячные двухступенчатые типа Ч2, см. рис.3.2ж,
Up=100-6300, Мном=254-2327 Нм.
Редукторы волновые типа Вз, см.рис.3.2з,
Up=8-250, Мном=100-1250 Нм.
Планетарные одноступенчатые типа Пз, см.рис.3.2и,
Up=6.3-12.5, Мном=125-31500 Нм, двухступенчатые типа
Пз2, см.рис.3.2к,
Up=25-125, Мном=125-31500 Нм.
На базе цилиндрических и планетарных редукторов выполняют мотор-редукторы. Для них основной характеристикой является частота вращения тихоходного вала nтв и Мном.
Цилиндрический одноступенчатый мотор-редуктор типа
МЦ и двухступенчатый типа МЦ2С соответственно выпускаются с
nтв=224-450 об/мин, Мном=53-491 Нм и nтв=35.5-180 об/мин,
Мном=100-1130 Нм.
Планетарный зубчатый мотор-редуктор одноступенчатый
типа МПз и двухступенчатый типа МПз2, nтв=90-280 об/мин,
Мном=120-1000 Нм и nтв2=18-90 об/мин, Мном2=106-2000 Нм.
Мотор-редуктор вертикальный типа МРВ, nтв=25-355
об/мин, Мном=20-130 Нм.
Мотор-редукторы одноступенчатый типа МПО1 и двухступенчатый типа МПО2м, рис.3.5, nтв=130-250 об/мин, Мном=117-292
Нм и nтв2=0.63-63 об/мин, Мном2=150-2350 Нм.
Мотор-редукторы типа МР: одноступенчатый МР1 - nтв=64315 об/мин, Мном=560-5685 Нм, двухступенчатый МР2 - nтв2=25-80
об/мин, Мном2=2210-4475 Нм, трехступенчатый МР3 - nтв3=4-25
об/мин, Мном3=9000-73000 Нм.
16
3.1. СВЕДЕНИЯ О ПРИВОДАХ В ХИМИЧЕСКОМ
МАШИНОСТРОЕНИИ
Приводы в химическом машиностроении многообразны по
конструкции и различаются в зависимости от вида машины. Типовые приводы могут быть классифицированы от вида основного
узла приводной части химической машины, конструктивное исполнение которой должно соответствовать технологическим задачам.
Различают следующие типовые приводы.
1. Приводы каландров, вальцов и краскотерок.
2. Приводы барабанных машин.
3. Приводы роторов центрифуг.
4. Приводы шнековых машин.
5. Приводы измельчителей.
6. Приводы мешалок.
7. Вибрационные приводы.
8. Приводная арматура.
9. Приводы турбомеханизмов.
Для того чтобы спроектировать и рассчитать привод к любой машине необходимо знать основные параметры: потребляемую
мощность и скорость на приводном валу.
3.1.1. ПРИВОДЫ ОТДЕЛОЧНЫХ МАШИН
Основная особенность большинства машин отделочного
производства ткани такие как каландры, плюсовки, вальцы - низкое число оборотов ведомых рабочих валов. В связи с этим передача движения от электродвигателя к рабочему валу машины осуществляется через промежуточные механизмы с достаточно большим
передаточным числом: сочетание клиноременных, зубчатых и червячных передач. Другая характерная особенность машин этого
класса заключается в необходимости регулирования их скорости.
Это осуществляется регулируемыми электродвигателями: асинхронные двигатели с фазовым ротором, трехфазные коллекторные
17
двигатели, двигатели постоянного тока или механическим путем:
ступенчатое изменение скорости осуществляется зубчатыми передачами - коробками скоростей, плавное изменение скорости осуществляется вариаторами.
Если данные машины
работают с постоянной
скоростью, то на них устанавливают трехфазный
асинхронный двигатель с
короткозамкнутым ротором и редуктор. Мощность потребляемая каландрами, плюсовками,
вальцами изменяется пряпрямо пропорционально
скорости. Это объясняется тем, что машины
имеющие эти узлы являются машинами трения, у
которых момент статического сопротивления в
прделах скоростей 30 100 м/мин, можно пракРис.3.3. Схема двухвальной
тически
считать величиплюсовки.
ной постоянной. Поэтому
1 - тканенаправитель, 2 - ролики,
3 - ванная, 4 - отжимные валы,
для определения мощно5 - ткань.
сти, потребляемой рабочими машинами, обычно подсчитывают моменты сопротивления.
Например, момент статического сопротивления плюсовки,
рис.3.3, зависит от момента трения в подшипниках М1, момента
трения качения между валами М2, момента необходимого для преодоления натяжения ткани М3.
Потери трения в подшипниках
F1 = Q1⋅f⋅d/Dн ,
(3.1)
где Q1 - давление цапф на подшипники, Н,
18
f - коэффициент трения цапф (f=0,05 - подшипник скольжения,
f=0,01 - подшипник качения),
d - диаметр цапф, м,
Dн - внешний диаметр нижнего приводного вала, м.
Момент трения в цапфах подшипников
M1=F1⋅Dн/2=Q1⋅f⋅d/2 .
(3.2)
Потери трения качения между валами
F2 = 2Q2⋅µ⋅(1/Dн+1/Dв)⋅10-3,
(3.3)
где Q2 - сила давления между валами, Н, µ=0,12-0,16 - коэффициент трения качения между валами, м,
Dв - внешний диаметр верхнего вала, м.
Момент трения качения валов
M2 = F2⋅Dн/2.
(3.4)
Момент необходимый для преодоления натяжения ткани
M3 = F3⋅Dн/2 ,
(3.5)
где F3 - натяжение ткани, Н.
Следовательно общий момент статического сопротивления равен
Mc = M1+M2+M3.
(3.6)
Мощность потребляемая плюсовкой
Nп = Mc⋅w = Mc⋅πn/30,
(3.7)
где w, n - угловые скорости нижнего приводного вала, соответственно с-1, об/мин.
Если задана линейная скорость движения ткани V, м/с, то
n = V⋅6⋅104/(πDн).
(3.8)
Для ориентировочного определения потребляемой мощности данного класса машин можно использовать эмпирические
формулы [1]. Мощность потребляемая плюсовкой, КВт
Nп = k⋅V⋅l⋅q⋅p,
(3.9)
где k - число жал,
l - рабочая длина валов, см,
V - скорость движения ткани, м/мин,
q - удельное давление, кг/см,
p - удельный расход мощности на 1 см ширины жала при q=1 кг/см
равен 0.000008 КВт. Мощность потребляемая каландром, КВт
Nк=(Z+2)⋅V⋅l/100,
(3.10)
где Z - число валов,
19
V - скорость движения ткани, м/мин,
l - длина каландрового вала, м.
3.1.2. ПРИВОДЫ БАРАБАННЫХ МАШИН
Машины барабанного класса предназначены в основном
для обработки твердых и пастообразных продуктов. В данных машинах проводят процессы охлаждения, нагрева, сушки и сублимации, обжига, хлорирования и др. Особое место занимают измельчение, смешивание и деспергирование.
Иногда машины этого класса имеют диаметр до 5 м и длину до
150 м.
Вращение барабану передается от электродвигателя через
редуктор на зубчатую передачу открытого типа, где зубчатое колесо является бандажным (то есть закреплено на барабане), рис.3.4.
В легких установках применяют цепные или фрикционные
Рис.3.4. Схема привода к машинам
барабанного типа.
20
передачи.
По обоим концам барабана устанавливают упорные ролики
не допускающие осевого смещения барабана.
Потребляемая мощность (КВт) барабанными машинами определяется по формуле [2]
Nб = 0.34⋅10-3⋅D3⋅L⋅n⋅γ⋅k⋅ψ,
(3.11)
где D - диаметр барабана, м,
L - длина барабана, м,
n - частота вращения, об/мин,
γ - плотность материала, кг/м3,
k - коэффициент, учитывающий вид насадки:
k = 1 - гладкий барабан,
k = 1.5-1.6 - с лопастными насадками,
k = 0.7-0.8 - с распределительными насадками,
k = 0.3-0.4 - с перевалочными насадками,
ψ - коэффициент заполнения:
ψ = 0.1-0.2 - для сушильных печей,
ψ = 0.01 - для барабанных сит и грохотов.
3.1.3. ПРИВОДЫ ЦЕНТРИФУГ
Центрифуги являются своеобразными и спецефическими
машинами с точки зрения их конструкции. В центрифугах происходит разделение неоднородных смесей (суспензий, эмульсий,
шламов) на составные части под действием центробежных сил. По
принципу разделения центрифуги бывают осадительные, разделяющие, фильтрующие и комбинированные.
Конструктивно центрифуги выполняются горизонтальные,
вертикальные с нижним или верхним приводом на жестких или
упругих опорах вала, наклоненные, подвесные и вертикальные
трубчатые. Основными способами выгрузки осадка из центрифуг
являются: ручная, контейнерная, ножевая, гравитационная, шнековая, поршневая, центробежная, вибрационная и гидравлическая.
21
Технология центрофугирования машин с вертикальным ротором осуществляется от электродвигателя через клиноременную
передачу при различных скоростях вращения и регулируются с
помощью реле времени. В типичной вертикальной машине элементы рабочего цикла осуществляются при скоростях 50, 500, 1000
об/мин. Частота вращения трубчатых центрифуг достигает до
20000 об/мин.
Центрифуги со шнековой разгрузкой осадка - имеют редуктор, служащий для передачи вращения от барабана центрифуги к
ее шнеку, рис.3.5.
Редуктор планетарный с цилиндрическими зубчатыми колесами передает значительные моменты, вызванные окружными
усилиями возникающими между шнеком и барабаном центрифуги
во
время
транспортирования
осадка.
Мощ
ность, потребляемая
центрифугами зависит от типа
машины и
условий ее
работы.
Расходуемая
мощность слагается из полезной мощности для привода вращения барабана с
загруженным в него материалом и мощности, расходуемой на преодоления сопротивлений.
В связи с многообразием конструкций центрифуг, расчет
потребляемой мощности приведем только для более распространенных типов [3].
Отстойные центрифуги периодического действия. Мощность в пусковом режиме (КВт) равна
Рис.3.5. Схема привода центрифуги со шнековой
разгрузкой.
22
Nцп = N1+N2+N3+N4,
(3.12)
где N1 - мощность, затрачиваемая на преодоление инерции массы
барабана,
N2 - мощность, затрачиваемая на преодоление инерции массы материала,
N3 - мощность, затрачиваемая на преодоление трения в подшипниках,
N4 - мощность, затрачиваемая на преодоление барабана о воздух.
N1 =mб⋅V2/(103⋅tп),
(3.13)
где mб - масса барабана, кг,
V - скорость вращения барабана, м/с,
tп - продолжительность пуска, с.
N2 = Uб⋅ψ ⋅ V2/(103.tп),
(3.14)
где Uб - полный объем барабана центрифуги, м3,
ψ - плотность материала, кг/м3.
(3.15)
N3 = f⋅m⋅Vв2/(103⋅tп) ,
где f - коэффициент трения,
m - общая масса всех вращающихся узлов центрифуги вместе с материалом, кг,
Vв - окружная скорость цапфы вала, м/с.
N4 = 10-8.R5⋅n3,
(3.16)
где R - радиус барабана, м,
n - частота вращения барабана, об/мин.
Фильтрующая центрифуга непрерывного дейсвия. Потребляемая мощность (КВт) равна
Nцф = N1+N2+N3,
(3.17)
где N1,N2,N3 - мощность, соответственно расходуемая на раскручивание осадка, на преодоление трения в подшипниках и на преодоление трения в воздухе.
N1 = 0.49⋅w2⋅Qс⋅r2/g,
(3.18)
-1
где w - угловая скорость, с ,
Qс - секундная производительность центрифуги, кН/с,
r - внутренний радиус ротора центрифуги, м,
g - ускорение свободного падения, м/с2.
N2 = 0.049⋅f⋅w⋅dц⋅ (Rа+Rв),
(3.19)
где Rа,Rв - реакции в подшипниках, кН,
23
dц - диаметр цапф вала, м,
f - коэффициент трения в подшипниках.
(3.20)
N3 = C⋅ψв⋅L⋅w3⋅ ((rс-hос)4+(rc+l)4),
где С - коэффициент пропорциональности,
ψв - плотность воздуха, кг/м3,
L - наружная длина ротора, м,
rс - внутренний радиус сетки, м,
hос - толщина слоя осадка, м,
l - расстояние между сеткой и внешней стенкой барабана, м.
Каждый тип конструкции имеет свои особенности определения потребляемой мощности.
При расчете потребляемой мощности центрифуги с ножевым срезом осадка необходимо учитывать затрачиваемую мощность на срез осадка
Nср = 0.736⋅π⋅s⋅b⋅(R-s/2) ⋅ k⋅105/(225⋅τср),
(3.21)
где s - толщина слоя осадка, м,
b - длина режущей кромки ножа, м,
k=4Н/мм2 - удельное сопротивление резанию,
τср - продолжительность среза, мин,
R - наружный радиус кольцевого слоя суспезии, м.
Шнековые осадительные центрифуги непрерывного действия. Общая потребляемая мощность (КВт), рассматриваемой центрифуги слагается из трех составляющих
Nцо = N1+N2+N3,
(3.22)
где N1 - мощность, расходуемая на сообщение кинетической энергии сливу и осадку,
N2 - мощность, расходуемая на преодоление сил трения от центробежной силы P2', от сил трения, возникающих между стенками
барабана и осадком P2'' и на преодоление сил трения между витками шнека и осадком P2''',
N3 - мощность, затрачиваемая на преодоление сил трения внутри
редуктора P3', на преодоление сил трения в цапфах и уплотнениях
P3'' и на преодоление трения барабана машины о воздух P3'''.
N1 = n2⋅(Qт⋅(1+в/100) ⋅ Rок2+Qсл⋅Rсл2)⋅10-9,
(3.23)
где n - частота вращения центрифуги, об/мин,
Qт - производительность по сухому твердому продукту, кг/ч,
24
Rок- радиус расположения окон для выгрузки осадка из барабана центрифуги, м,
в - влажность осадка, %,
Qсл - производительность центрифуги по сливу, кг/ч,
Rсл - радиус сливного цилиндра, м.
N2 = P2'+P2''+P2''',
(3.24)
2
-9
P2' = n ⋅Rср⋅L⋅Qт⋅(1+в/100) ⋅ tgβ⋅10 ,
(3.25)
P2'' = n2⋅Rср⋅L⋅Qт⋅(1+в/100) ⋅ f2⋅10-9,
(3.26)
2
2
2
-9
P2'''= π⋅n ⋅Rср ⋅f1⋅Z⋅Qт⋅(1+в/100) ⋅ (sin2β+2⋅f2⋅cosβ ) ⋅ 10 , (3.27)
где Rср - средний радиус барабана, м,
L - длина барабана центрифуги, м,
β - угол между осью и образующей барабана,
f1 - коэффициент трения осадка о поверхность витков шнека,
Z - число витков шнека,
f2 - коэффициент трения осадка о стенки барабана.
N3 = P3'+P3''+P3''',
(3.28)
P3' = (1-η)⋅i⋅P2,
(3.29)
P3'' = 12.9⋅10-4⋅σ⋅Dб⋅n⋅K⋅f,
(3.30)
(3.31)
P3'''= 10-8⋅Rср5⋅n3,
где η - коэффициент полезного действия редуктора,
i = n/(n-nшн),
(3.32)
nшн- частота вращения шнека, об/мин,
σ - вес вращающихся узлов центрифуги, Н,
Dб -максимальный диаметр конического барабана центрифуги,м,
K - коэффициент, учитывающий потери холостого хода,
f - коэффициент трения в цапфах.
3.1.4. ПРИВОДЫ ШНЕКОВЫХ МАШИН
Широко в химической технологии используются шнековые
машины. При современном уровне развития техники основные
шнековые машины можно классифицировать на следующие виды:
транспортирующие машины, винтовые насосы, дозаторы, экструдеры (червячные прессы), смесители, классификаторы, отжимные
прессы (шнек-прессы), шнековые испарители, реакторы, теплообменники.
25
Привод для шнековых машин в основном устанавливается в
классическом варианте, то есть электродвигатель, открытые передачи или стандартный редуктор, муфты. Для координации возвратно-поступательного и вращательного движения шнекового
вала применяют специальные редукторы состоящие из гитары зубчатых цилиндрических и конических колес и эксцентриков с ползунами для перемещения и изменения зацепления зубчатых колес.
В шнековых вибродозаторах применяются ременная зубчатая передача и вариаторы. Необходимо отметить, что в приводах шнековых машин часто применяются электромагнитные муфты и тормоза. Для того чтобы подобрать редуктор или спроектировать открытую передачу необходимо знать, как уже отмечалось, потребляемую мощность и скорость вращения шнека. Например, в интенсивных смесителях, где лопатки шнека выполнены в виде "ножей" ,
скорость изменяется в пределах V=15-30 м/с, для смесителей ударного действия, где шнек выполнен из лопастей и обычно разделенных на части - V=2-6 м/с, а для сдвиговых смесителей (ленточный
шнек) - V=1 м/с. Значения скоростей в заданных пределах зависят
от внешнего диаметра шнека. Чем больше диаметр, тем меньше скорость.
Потребляемую мощность данного класса машин определяют в основном по эмпирическим формулам. Однако, имеются методики более точного расчета. Например, при проектировании
винтового конвейера определяются сопротивления от загрузки, от
перемещения материала по винту, по желобу, производится кинематический расчет для определения скоростных параметров, а затем рассчитываются мощности.
При приближенном расчете мощность винтового конвейера
можно также рассчитать по упрощенной формуле [4]
(3.33)
Nш = Q⋅L⋅ (W±sinβ),
где Q - производительность, кН/с,
L - длина шнека, м,
β - угол подъема конвейера,
W - эмпирический коэффициент сопротивления, значения которых
приведены ниже.
Грузы
W
Легкие и неабразивные (зерно,древесные опилки,торф)
1,2
26
Легкие и малоабразивные (мел,сода,угольная пыль)
1,6
Тяжелые и малоабразивные (соль,мин.удобрения,глина сухая)2,5
Тяжелые и абразивные (цемент,руда,песок,гравий,шлак)
4,0
3.1.5. ПРИВОДЫ ИЗМЕЛЬЧИТЕЛЕЙ
Для измельчения твердых материалов создано много типов
измельчителей. По способу измельчения все измельчители можно
разделить на следующие основные группы: 1) раскалывающего и
размалывающего действия, 2) раздавливающего действия, 3) истирающе-раздавливающего действия, 4) ударного действия, 5) ударно-истирающего действия, 6) коллоидные измельчители. Измельчаемые материалы могут быть также мягкими, хрупкими, вязкими,
липкими, термически неустойчивыми, нейтральными, химически
активными, огне и взрывоопасными, вредными и безвредными для
окружающих. В связи с этим конструктивное исполнение данного
класса машин многообразно. Приводы измельчителей соответственно зависят от вида машины и ее технических характеристик.
Измельчители раскалывающего действия - щековые дробилки, в приводе в основном имеют кривошипно-шатунный механизм. Измельчители размалывающего действия - конусные дробилки, в приводе имеют открытую коническую зубчатую передачу,
движение для которых в основном передается от электродвигателя
через клиноременную передачу. Зубовалковые дробилки двухвальные, а иногда и трехвальные имеют взаимосвязанные зубчатые
цилиндрические передачи открытого типа. Необходимо отметить,
что в дробилках с подвижными элементами и узлами применяют
раздельный двойной привод. Высокоскоростные измельчители
привод имеют непосредственно от электродвигателя, например,
центробежные мельницы. С другой стороны, барабанные шаровые
мельницы имеют сложный привод от электродвигателя через редуктор на цилиндрическую передачу, где ведомое зубчатое колесо
установлено на барабане или грохоты имеют привод от электродвигателя через редуктор и цепную передачу на приводной вал.
Известно, что расход энергии зависит от фактора измельчения и потребляемая мощность не прямо пропорциональна структу27
ре измельчения. При мелком измельчении затраты энергии возратают в 15 - 20 и более раз. Такое увеличение энергии объясняется
не только "упрочнением" частиц по мере уменьшения их размера,
но главным образом тормозящим действием переизмельченного
материала. Согласно теории упругости, приближенно потребляемую мощность (КВт) для измельчения материала можно определить по формуле [5]
Nmax = 1.39⋅10-6⋅σр2⋅ Q/(η⋅E⋅ρ)⋅lg i,
(3.34)
2
где σp - предел прочности материала на сжатие, Н/м ,
Q - производительность, кг/ч,
η - К.П.Д. измельчителя,
E - модуль упругости, Н/м2,
p - плотность, кг/м3,
i = Дср/dср - коэффициент измельчения, где Дср и dср соответственно среднии размеры начальных и конечных кусков материала.
Входящие в формулу величины σр и Е не имеют строго постоянного значения и колеблются довольно в широких пределах.
Так как по приведенной формуле 3.34 определяется максимальное
значение мощности, поэтому табличные значения σр и Е принимают наибольшими. Желательно значения σр, Е определять опытным
путем. При этом следует иметь в виду, что данная формула применима только для абсолютно упругих или приближающихся к ним
материалов. В остальных случаях определение мощности производится по эмпирическим формулам или опытным путем.
3.1.6. ПРИВОДЫ МЕШАЛОК
Привод для аппаратов с перемешивающими устройствами
выбирается в зависимости от частоты вращения мешалки. Для быстроходных перемешивающих устройств с частотой вращения вала
n=750÷1000 об/мин при номинальной мощности в пределах
N=0.25÷11 КВт применяют безредукторные приводы. В этом случае вал мешалки непосредственно соединен с валом электродвигателя через муфту. Преимущества такого привода заключается в
28
простоте монтажа, бесшумности, в
высоком КПД, но при этом увеличивается в целом высота мешалки.
Чаще мешалки всех типов
приводятся от электродвигателя
через стандартные редуктора или
комбинированные
передачи.
Обычно это моноблочный привод
с
мотор-редуктором.
Моторредуктор позволяет уменьшить
частоту вращения электродвигателя до номинальной частоты вращения мешалки, соответствующей
ГОСТ 20680-75. В химическом
машиностроении
применяются
планетарные мотор-редукторы типа Рис.3.6. Схема моторредуктора.
МПО и МР. Схема стандартных мо- 1- корпус, 2 - ведущая шестертор-редукторов представлена на ня, 3 - водило, 4 - тихоходный
вал, 5 - электродвигатель, 6 рис.3.6.
вал электродвигателя, 7 - неОбласти применения мотор- подвижное зубчатое колесо,
8 - саттелит.
редукторов, используемых в приводах аппаратов для перемешивания жидких сред приведены в таблице 3.1.
Рис.3.7. Схемы приводов двухвальных мешалок.
29
Таблица 3.1
Области применения мотор-редукторов, используемых в приводах аппаратов для перемешивания жидких сред для перемешивания жидких сред
Номинальная
мощность электродвигателя
Nэл, КВт
0,4
0,8
1,5
3,0
5,5
7,5
10
15
18,5
22
30
37
45
55
75
90
100
132
6.3
8
10
12.5
0.105
0.133
0.167
0.208
Частота вращения выходного вала мотор-редуктора nвых, об/мин
16
20
25
32
40
50
63
80
100
0.267
0.333
0.416
0.534
2
2
0.666
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2**
2
2
2
2
2
2
2
2
2
0.834
1.05
2
2**
2**
2
2
2,3
1.33
1.67
125
170
200
250
2.08
2.67
3.33
4.16
1
1
1****
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1****
3
1
1****
1
1
2,3
2
2
3
3
1
3
3
2
2
1****
1****
2
Обозначение типов мотор-редукторов: 1 – МПО-1,2 – МПО-2,3 – МР-2.
* nвых=45 об/мин, **nвых= 59 об/мин, ***nвых = 160 об/мин, **** nвых = 132 об/мин.
1
1
1
1
1
1
1
1
1
Комбинированные привода состоят из горизонтальных редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами, реже червячных, конических и клиноременных передач. Особенностью применения двухступенчатого цилиндрического редуктора в приводе
является то, что подшипники вала второй ступени редуктора могут
выполнять роль подшипников вала мешалки. При этом осевая сила,
действующая на вал мешалки, воспринимается этими подшипниками и, следовательно, не
передается на опоры электродвигателя. Особое место
занимают привода с изменением скоростных параметров. Проще всего изменение частоты вращения
мешалки
осуществляется
при применении двухскоростных электродвигателей.
Однако, не всегда имеется
возможность
подобрать
необходимое соотношение
частот вращения и мощностей. Вариаторы с плавным
изменением передаточного
числа применяют редко, так
как
привод
становится
Рис.3.8. Схема планетарной мешалки. сложным, громоздким и доро1 - ведущий вал с конической шестер- гим. Значительно проще осуней, 2 - коническое зубчатое колесо,
ществляется изменение часто3 - неподвижное цилиндрическое зубчатое колесо, 4 - водило, 5 - саттелит, ты вращения мешалки посред6 - вал мешалки.
ством двойной клиноременной
передачи.
В тех случаях, когда требуется осуществить интенсивное
перемешивание, в аппарате устанавливают по две мешалки, закрепленные на вставленных один в другой валах и вращающихся в
противоположные стороны с разной частотой вращения. Вращение
таких мешалок осуществляется приводом с двойной конической
31
зубчатой передачей или от двух независимых электродвигателей,
рис.3.7.
Для интенсивного перемешивания также применяются планетарные мешалки. В этих мешалках вал осуществляет сложное
движение, рис.3.8.
Аппараты для перемешивания высокотоксичных, высокоагрессивных или пожароопасных сред обычно комплектуют герметичными электроприводами. Приводы этого типа представляют
собой конструкцию, в которой активны элементы ротора и статора
электродвигателя защищены от воздействия перемешиваемой среды с помощью специальной изоляции или специальных защитных
гильз (сталь X18H10T).
Выбор мощности привода аппарата с перемешивающими
устройствами производят по результатам гидродинамического расчета. Для практических расчетов удобны более простые выражения. Мощность (КВт) потребляемую одной мешалкой, симметрично установленной в аппарате в установившемся режиме движения
жидкости, можно определить по формуле [6].
Nм = 10-3⋅KN⋅ρ⋅ω3⋅dм5,
(3.35)
где ρ - плотность жидкости, кг/м3,
ω - частота вращения мешалки, c-1,
dм- внешний диаметр мешалки, м,
KN- критерий мощности.
Величину KN определяют в зависимости от типа мешалки и
режима движения перемешиваемой жидкости по таблицам или
графикам. Оценку режима движения перемешиваемой среды производят с помощью критерия Рейнольдса
Rе = p⋅ω⋅dм2/µ ,
(3.36)
где µ - вязкость перемешивающей среды, Па⋅с.
Из формулы 3.35 видно, что даже незначительное увеличение
частоты вращения или диаметра мешалки приводит к резкому повышению потребляемой мощности. Установка вертикальной трубы диаметром 50 мм увеличивает мощность на 10- 20%. Установка отражательных перегородок в несколько раз увеличивает потребляемую
мощность турбинных и пропеллерных мешалок. Влияние внутренних
32
устройств учитывается соответствующим выбором коэффициента KN
или введением дополнительных коэффициентов [2].
Таблица 3.2
Предельные значения параметров приводов, применяемых
в аппаратах для перемешивания жидких сред
Номинальный
Пределы мощностей приводов
объем
Nэл, КВт
Пределы частот
вращения
аппарата U, м3
по ГОСТ
по ОСТ
выходного вала
20680-75
26-01-1422-75
привода nвых, об/мин
От 0.0001 до
0.016
От 0.025 до 0.063
0.1
0.16
0.25
От 0.4 до 0.63
От 1.0 до 1.6
От 2.0 до 4.0
5.0
От 6.3 до 80
От 10 до 12.5
16
20
25
От 32 до 40
От 0.25 до
0.75
От 0.75 до 1.5
От 0.75 до 3.0
От 0.75 до 5.5
От 0.75 до 7.5
От 0.75 до 11
От 1.5 до 18.5
От 1.5 до 30
От 1.5 до 37
От 1.5 до 45
От 1.5 до 55
От 3.0 до 55
От 3.0 до 75
От 3.0 до 90
От 5.5 до 90
50
63
От 80 до 100
От 7.5 до 110
От 7.5 до `132
От 11 до 132
0.25
От 25 до 3000
3.0
От 20 до 3000
5.5
7.5
15
От 16 до 3000
От 12.5 до 3000
30
От 10 до 3000
37
От 8 до 3000
От 6.3 до 500
От 5 до 400
Серийно
не изготавливаются
От 5 до 320
От 5 до 250
От 5 до 200
Nм = K1. (N. (1+ΣK)+Nc) ,
(3.37)
где K1 - коэффициент перегрузки при пуске: быстроходные мешалки
К1=1, тихоходные (лопастные, рамные, якорные) K1=1.3, ΣK - сумма
повышающих коэффициентов, связанных с различными внутренними
устройствами в аппарате: для змеевика К=1, для трубы передавливания К=0.1, для второй пары лопастей К=0.5,
33
Nc - потери на трение в уплотнениях вала.
Nc = 1.48⋅f⋅ω⋅d⋅l⋅p ,
(3.38)
где f - коэффициент трения вала по мягкой набивке,
d - диаметр вала, м,
l - длина набивки, м,
р - рабочее давление в аппарате, МПа.
Предельные значения параметров приводов, применяемых в
аппаратах для перемешивания жидких сред приведены в таблице 3.2.
3.1.7. ВИБРАЦИОННЫЕ ПРИВОДЫ
В химической промышленности вибрационная техника
применяется для интенсификации таких процессов, как транспортирование и дозирование материалов, разделение смесей по фракциям, измельчение и уплотнение, фильтрование, гранулирование и
др. Вибрационное воздействие на обрабатываемый материал в
данных машинах осуществляется от двигателя через передаточный
механизм и вибровозбудитель к исполнительному узлу. Не зависимо от конструкции вибрационной машины (конвейеры, питатели,
дозаторы, грохоты, классификаторы, дробилки, мельницы, смесители и др.) основным узлом в приводе является вибровозбудитель.
Механические вибровозбудители могут быть кривошипношатунного и центробежного типов. Кривошипно-шатунный вибровозбудитель конструктивно выполняется с жесткими звеньями и с
упругими элементами (пружина, резиновый демпфер). Упругий
элемент позволяет получить амплитуду до десятков мм, а также
регулируемую. Кривошипно-шатунный привод, используемый при
повышенных частотах колебаний, создает значительные инерционные нагрузки, которые нагружают все подшипники и передаются на фундамент. Это вызывает необходимость уравновешивания
вибровозбудителей подобного типа.
Центробежные вибровозбудители наиболее распространены в связи с простотой конструкции и универсальностью применения. В химическом производстве в основном используются дебалансные вибровозбудители одновальные и двухвальные.
34
К электрическим вибровозбудителям относятся электромагнитные с постоянной частотой вибрации 50 или 100 Гц. Для
получения других частот требуются специальные преобразователи.
Пневматические вибровозбудители с пульсатором применяют при частотах до 15 Гц и амплитуде до 20-30 мм. Шариковые
вибровозбудители генерируют вибрации частотой до десятков тысяч Гц.
Основными параметрами любой вибрационной машины являются масса колебательной системы, амплитуда и частота вынуждающей силы, создаваемой виброприводом.
При проектировании привода к вибрационным машинам в
инженерных расчетах рекомендуется оценивать мощность, необходимую для поддержания колебаний рабочего органа, по максимуму средней мощности.
max
N cp
= P02 ω (4m(ω 20 − ω 2 )) ,
(3.39)
где Po - амплитуда вынуждающей силы, Н,
ω - угловая частота вынужденных колебаний, с-1,
ω0 - частота собственных колебаний, с-1,
m - масса колебательной системы, кг.
При расчете потребляемой мощности необходимо учитывать потери на преодоление сопротивлений.
Потребляемая мощность (КВт) вибрационного конвейера Nк определяется, как сумма мощности затрачиваемой на транспортирование материала - Nтр, на преодоление сопротивлений в вибровозбудителе - Nв и на преодоление сопротивлений в упругой подвеске - Nп.
Nк = Nтр+Nв+Nп,
(3.40)
Мощность, затрачиваемую на транспортирование, находят
по коэффициенту энергоемкости вибротранспортирования Кэт, равному затратам энергии на транспортирование на расстояние 1м с
производительностью 1т/ч. Принимая усредненное значение Кэт
порядка 0.0025 - 0.003 КВт.ч/(Т.М), получают [7]
Nтр = Kэт ⋅Q⋅L (КВт),
(3.41)
где Q - производительность, т/ч,
L - длина конвейера, м.
35
Nв = mд⋅r2⋅ω2/(2Кэв) = Pв⋅r/(2Кэв) (Вт),
(3.42)
2
где mд - масса дебаланса, кг⋅с /м,
r - эксцентриситет дебаланса, м,
ω - частота колебаний, с-1,
Кэв = 0.14-0.5 - критерий эффективности вибровозбудителя, с,
Рв- вынуждающее усилие вибровозбудителя, кг.
В электромагнитном возбудителе Nв = 0, так как нет вращающихся и трущихся элементов.
Nп = 0.5⋅Kэп⋅mp⋅A2⋅ω2 (Вт),
(3.43)
где mp-масса желоба или трубы, материала и вибровозбудителя, кг⋅с2/м,
А - амплитуда колебаний, м,
Кэп - коэффициент эффективности подвески.
Кэп = Кп ⋅ω/π,
(3.44)
где Кп - коэффициент поглощения энергии:
пружина - Кп=0.08-1,
рессора - Кп=0.2-0.25,
резина - Кп>0.2.
Скорость транспортируемого материала обычно лежит в
интервале 0.2 - 0.6 м/с для горизонтальных конвейеров и возрастает при транспортировании под уклон
Угол наклона в градусах
5
8
10
12
16
Увеличение V в %
5
18
30
50
100
Скорость резко падает при подъеме и становится равной
нулю при подъеме 8° для конвейеров со сплошным дном. Скорость
перемещения груза определяется по формуле
Vср = Kпс ⋅ Kтм ⋅ Kун ⋅ A ⋅ ω ⋅ cosβ,
(3.45)
где Кпс - коэффициент передачи скорости,
Ктм - коэффициент толщины материала,
Кун - коэффициент угла наклона конвейера,
β - угол вибрации.
Коэффициент Кпс зависит от размера частиц и вида транспортируемого материала:
Кпс = 0.9-0.75 - размер частиц 5-200 мм (руда, колчедан, кокс),
Кпс = 0.85-0.7 - зерновой материал 0.5-5 мм (гранулированные
удобрения,дробленый известняк),
36
Кпс = 0.75-0.6 - порошкообразный материал 0.1-0.5 мм (измельченный известняк, сода).
Значения коэффициентов Ктм и Кун сведены в таблицу 3.3.
Таблица 3.3
Значения коэффициентов Ктм и Кун
Ктм
Вид
материала
Кусковые
Зернистые
Порошкообразные
50
1
1
1
толщина слоя,мм
100
150
1
1
0.95
0.9
0.85
0.8
200
0.95
0.85
0.75
Кун
угол наклона в град.
0°
до 5°
до 8°
1
0.85
0.75
1
0.85
0.75
1
-
Потребляемая мощность грохотов (КВт) определяют по
формулам:
для инерционных грохотов
(3.46)
Nги = 1.2.mg⋅r⋅ω2⋅R⋅f,
для гирационных грохотов
Nгг = mp ⋅ A ⋅ ω3 ⋅ R ⋅ f,
(3.47)
где R - диаметр цапфы, м,
f - коэффициент трения.
Амплитуду и частоту вибрации выбирают из условия самоочищения сита при колебаниях. Опытом установлено, что ускорение возникающее в системе ограничивают из-за возникновения
усталостных поломок - аmax < 80 м/c2. Угловая частота колебаний
равна
ω = amax / Vc ,
(3.48)
где Vc - скорость вибрации, м/с.
Для наклонного грохота
Vc = 2.73 ⋅ e0.5,
(3.49)
для горизонтального грохота
(3.50)
Vc = 4.9 ⋅ e0.5,
где е - размер отверстия сита, м.
Амплитуда определяется по формуле
A = Vc/ω.
(3.51)
37
Мощность вибромельниц (КВт) чаще всего определяют по
эмпирическим формулам.
Для стальных шаров
Nc=0.785.A0.35⋅(n/1000)1.67.(mk/600)+0.0387⋅A2.2.(n/1000)3.3.(mш/500).
(3.52)
Для керамических шаров
Nk = 0.785 . A0.35 . (n/1000) . (mk/600)+0.019 .A2.2 . (n/1000)3.3 . (mш/205). (3.53)
где mk - масса помольной камеры, кг,
mш - масса шаровой загрузки, кг.
Для стержневых вибромельниц расчетная мощность на 7080% меньше.
Мощность вибрационных щековых дробилок зависит от величины кинетической энергии щеки Wщ достаточной для разрушения куска наибольшего приемного размера
Wщ = mщ .Vщ2/2,
(3.54)
где mщ - масса подвижной щеки, кг,
Vщ - наибольшая скорость щеки, м/с.
Vщ = Kp .Ax .ω,
(3.55)
где Ax - амплитуда колебаний щеки в безударном режиме (холостой ход),
Kр - коэффициент резонансного усиления в оптимальном ударновибрационном режиме.
Таблица 3.4
Параметры вибрациооных дробилок
Параметр
σ, МПа
30
30 - 60
А, мм
3-4
4-5
n, кол/мин
1000-1100
1100-1300
кпд
0,65-0.85
0.55-0.65
60 - 120
5-6
1300-1500
0.45-0.55
Мощность ( КВт ), расходуемая на дробление материала,
выражается
Nдр = Wщ⋅n/1020,
(3.56)
где n - частота колебаний, кол./мин.
Величины Ax, n, кпд машины в зависимости от прочности
материала σ приведены в таблице 3.4.
Широко в химической промышленности используют вибромешалки, так как они прозводительнее и потребляют меньшую
38
энергию по сравнению с лопастными мешалками. По экспериментальным данным установлена зависимость расчета мощности виброперемешивания (КВт)
Nв = 0.53⋅A2.5⋅ f3.75 ⋅ Dт4.94 ⋅ ρ/(g0.38 ⋅S0.43 ⋅Da4.63),
(3.57)
где А= 3-4 мм - амплитуда колебания,
f=25 Гц - частота вибрации,
Dт - диаметр тарелки, м,
ρ - плотность жидкости, кг/м3,
g - ускорение свободного падения,
S - расстояние между тарелками, м,
Dа - диаметр аппарата, м.
Рекомендации для выбора основных параметров.
Dт/Dа = 0.35-0.45,
S/Dт = 0.4-0.5.
В отличие от лопастных мешалок, влияние критерия Рейнольдса на энергозатраты незначимо.
Для других вибрационных машин таких как питатели, дозаторы, классификаторы, центрифуги, смесители, грануляторы, потребляемая мощность определяется опытным путем.
3.1.8. ПРИВОДНАЯ АРМАТУРА
Для управления трубопроводной арматурой, используемой
в химической и нефтехимической промышленности, наиболее широко применяются электроприводы. Движение от электродвигателя
через редуктор передается на выходной вал привода. Последний
вращает ходовую гайку или шпиндель арматуры с целью перемещения ее затвора. В прводах применяются червячные, планетарные
и простые зубчатые редукторы, которые обеспечивают требуемую
частоту вращения приводного вала.
Для управления арматурой вручную (при аварии, настройки
и др.) в электроприводе предусмотрен ручной дублер. Для закрывания арматуры маховик ручного дублера связан с выходным валом через редуктор привода, имеющий большое передаточное число (от 20 до 90).
39
3.1.9. ПРИВОДЫ ТУРБОМЕХАНИЗМОВ
К турбомеханизмам относятся компрессоры, насосы, установки вентиляции и кондиционирования, воздуходувки и дымососы.
Все эти агрегаты скоростные, поэтому часто приводной вал непосредственно соединен с электродвигателем или привод осуществляется через клиноременную передачу.
Потребляемую мощность центробежного насоса (КВт) находят из выражения [3]
Nн = Q⋅ρ⋅g⋅H⋅10-3/ηн,
(3.58)
где Q - подача насоса, м3/с,
H - напор, развиваемый насосом, м,
ηн - коэффициент полезного действия насоса.
Для центробежного вентилятора мощность (КВт) равна
Nв = 0.1⋅ Q⋅ σ/(102 ⋅ ηв),
(3.59)
где Q - производительность вентилятора, м3/с,
σ- давление, Па,
ηв -коэффициент полезного действия вентилятора.
Мощность воздуходувки и дымососа (КВт) определяется
также как и для вентилятора, но с учетом опытного коэффициента
К, зависящего от конфигурации воздухопровода и массовой концентрацией транспортируемой смеси - М.
(3.60)
Nв-д = Nв⋅ (1+K⋅M).
3.2.КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА И ВЫБОР
ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Расчет привода начинают с определения общего передаточного числа, разбивки его по ступеням в зависимости от вида
механических передач, определения КПД кинематической схемы,
скоростей и пердаваемых моментов каждого вала привода, затем
определения расчетной мощности электродвигателя по которой
производят его выбор. Исходными данными при этом расчете являются: угловая скорость ωрв (c-1) или nрв (об/мин) приводного рабочего вала машины и мощность Nрв (КВт) на этом валу (см.
гл.3.1).
40
При проектировании привода машины необходимо хорошо
изучить конструкцию химического агрегата и только после этого
проанализировать ряд вариантов подвода движения к главному
валу машины. Оптимальный вариант привода должен быть надежным, компактным, дешевым, удобным в эксплуатации, отвечать
технологическим требованиям самой машины. Установка привода
должна вписыватьяся в конструкцию машины, чтобы в целом весь
агрегат отвечал высоким требованиям дизайна.
Например, если машина установлена достаточно высоко на
раме, то в этом случае редуктор с электродвигателем можно установить под нее и движение передать на главный вал через клиноременную передачу. Тип редуктора выбирается так, чтобы привод
желательно вписывался в габариты машины и не занимал дополнительную площадь.
Для определения общего передаточного числа привода задаются синхронной частотой электродвигателя. Отметим, что чем
ниже частота вращения вала электродвигателя, то есть больше полюсов при данной мощности, тем больше его габаритные размеры,
масса и стоимость. Высокооборотные двигатели, наоборот, имеют
меньшие габариты, массу, стоимость. Поэтому при выборе электродвигателя этот факт необходимо учитывать и, по возможности,
применять при нереверсивном вращении nс = 1500 об/мин и при
реверсивном - nс = 1000 об/мин. Применение тихоходных двигателей возможно при достаточном обосновании. Общее передаточное
число привода равно
uпр = nс/nрв,
(3.61)
Общее передаточное число разбиваем по ступеням механических передач
(3.62)
uпр = u1⋅u2⋅.... ⋅un,
Например, см. рис.3.1.
uпр = uрп⋅uр⋅uцп,
где uрп - передаточное число клиноременной передачи, табл.3.5,
uр - передаточное число редуктора, см. табл.3.5,
uцп - передаточное число цепной передачи, см. табл.3.5.
41
Таблица 3.5
Рекомендуемые значения передаточных отношений механических
передач
Передача
ui
Закрытая зубчатая:
с цилиндрическими колесами
2.5-4.5
с коническими колесами
2-4
Открытая зубчатая
3-6.3
Червячная закрытая
8-50
Цепная
2-6
Ременная:
с плоским ремнем
2-4
с клиновым ремнем
2-5
Таблица 3.6
Значения КПД механических передач
Передача
Передача
ηi
ηi
Закрытая зубчатая:
Цепная:
с цилиндрическими колесами 0.97-0.98 закрытая
0.95-0.97
с коническими
0.96-0.97 открытая
0.9-0.95
0.95-0.96 Ременная:
Открытая зубчатая
с плоским ремнем
0.96-0.98
Закрытая червячная при чисс клиновым ремнем
0.95-0.97
ле заходов червяка:
Фрикционная:
Z1=1
0.7-0.75 закрытая
0.9-0.96
Z1=2
0.8-0.85 открытая
0.7-0.88
Z1=4
0.8-0.95 Волновая
0.8-0.92
Одна пара подшипников качения
0.990.995
Одна пара подшипников скольжения
0.98-0.99
В зависимости от вида передач определяют общий КПД
привода
ηпр = η1⋅η2⋅....⋅ηn ,
(3.63)
где η1, η2,... ηn - КПД соответствующих передач и пар трения, табл.3.6.
Например, см. рис.3.1.
ηпр = ηрп⋅ηр⋅ηпк ⋅ηцп ,
42
где ηрп - КПД ременной передачи,
ηр - КПД редуктора,
ηпк - КПД подшипников качения,
ηцп - КПД цепной передачи.
Расчетная мощность электродвигателя равна
N рэл = Nрв/ηпр,
(3.64)
р
эл
Электродвигатель выбирают по N и nс, табл.3.7, таким образом, чтобы фактическая перегрузка двигателя не превышала 5%, а
недогрузка - 15%. Эти пределы ограничивают в первом случае перегрев двигателя, во втором - перерасход электроэнергии.
Асинхронная частота вращения вала электродвигателя зависит
от номинального скольжения S%, см. табл.3.7.
nас = nс⋅ (1-S%/100),
(3.65)
Уточняют передаточное число
u'пр = nас/nрв,
(3.66)
Для того чтобы сохранить заданную скорость рабочего вала
машины, необходимо уточнить передаточное число одной из ступеней привода
u'пр = u1⋅u2⋅u3'⋅....⋅un,
тогда u3' = u'пр/(u1⋅u2⋅..... ⋅un),
где u1, u2, ..., un - ранее принятые передаточные числа,
u'3 - уточненное передаточное число третьей ступени привода.
Скорости вращения валов равны
n1 = nас/u1, n2 = nас/(u1⋅u2) = n1/u2, n3 = nас/u1⋅u2⋅u'3 = n2/u'3 и т. д. (3.67)
При определении момента на валу электродвигателя следует
исходить не из паспортных данных мощности электродвигателя, а из
расчетной
Мэл = N рэл /ωас = N рэл ⋅30/(π⋅nас),
(3.68)
где Mэл в НМ, N рэл в Вт, ωас в с-1, nас в об/мин.
Моменты на валах равны
M1 = Mэл ⋅ u1⋅ η1, M2 = M1⋅ u2 ⋅ η2 и т.д.
(3.69)
Например, определим скорости вращения и моменты валов
привода, см. рис.3.1. В данном варианте nас = n1. Скорость быстроходного вала редуктора n2 = n1/uрп , тогда скорость тихоходного вала
43
редуктора n3 = n2/uр. Скорость рабочего вала машины n4 = n3/u'цп и она
должна совпадать с заданной скоростью.
Расчетный момент на валу электродвигателя Мдв = 30 ⋅ N рэл /(π⋅nас),
Мдв = М1, М2 = М1 ⋅ uрп ⋅ ηрп, М3 = М2 ⋅ uр ⋅ ηр, и Мрв = М4 = М3 ⋅ uцп ⋅ ηцп.
При проектировании привода со стандартным редуктором, как
уже отмечалось, для его выбора исходными данными являются: передаточное число редуктора и расчетный момент на ведомом валу.
Стандартный редуктор выбирается таким образом, чтобы он работал с
недогрузкой до 15% по отношению к номинальному моменту на ведомом валу и до 5% с перегрузкой. Редуктор выбирается по соответствующим справочникам [8], каталогам.
Если редуктор проектируется самостоятельно, то в зависимости от его вида рекомендуется разбивать передаточное число по ступеням следующим образом.
Для двухступенчатых редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами по развернутой схеме
uт = 0.88 ⋅ uр,
(3.70)
где uт - передаточное число тихоходной ступени,
uр - передаточное число редуктора.
uб = uр/uт,
(3.71)
где uб - передаточное число быстроходной ступени.
Для двухступенчатого соосного редуктора
u т = 0, 95 u p , uб = uр/uт,
(3.72)
Для цилиндрических трехступенчатых редукторов
u Б ≈ 0,867 u4p ; u П = 7 u2p ; uТ = 1,177 u p .
(3.73)
где uп - передаточное число промежуточной ступени.
Каждое передаточное число должно быть не больше максимально допустимого umax, см.табл.3.5. Для коническо-цилиндрических
двухступенчатых редукторов передаточное число тихоходной ступени равно
u т = 11
, u p , uБ = uр/uт,
(3.74)
Для червячно-цилиндрических редукторов
если uр ≤ 50, то uБ = 8 и uт = uр/8, если uр > 50, то uт = 6.3 и uБ = uр/6.3.
44
Двигатели трехфазные асинхронные короткозамкнутые серии 4А, закрытые обдуваемые (ГОСТ 19523-81)
Мощность,
Синхронная частота вращения, об/мин
КВТ
3000
1500
1000
750
Тип двигателя
S%
Тип двигателя
S%
Тип двигателя
S%
Тип двигателя
0.12
4AA50B2УЗ
9.7
4AA56A4УЗ
8.2
0.18
4AA56А2УЗ
8
4AA56В4УЗ
8.9
4AA63A6УЗ
11.5
0.25
4AA56B2УЗ
7.5
4AA63A4УЗ
8
4AA63B6УЗ
10.8
4A71B8УЗ
0.37
4AA63А2УЗ
8.3
4AA63B4УЗ
9
4A71A6УЗ
9.2
4A80A8УЗ
0.55
4AA63B2УЗ
8.5
4A71A4УЗ
7.3
4A71B6УЗ
10
4A80B8УЗ
0.75
4A71A2УЗ
5.9
4A71B4УЗ
7.5
4A80A6УЗ
8.4
4A90LA8УЗ
1.1
4A71B2УЗ
6.3
4A80A4УЗ
5.4
4A80B6УЗ
8
4A90LB8УЗ
1.5
4A80А2УЗ
4.2
4A80B4УЗ
5.8
4A90L6УЗ
6.4
4A100L8УЗ
2.2
4A80B2УЗ
4.3
4A90L4УЗ
5.1
4A100L6УЗ
5.1
4A112MA8УЗ
3
4A90L2УЗ
4.3
4A100S4УЗ
4.4
4A112MA6УЗ
4.7
4A112MB8УЗ
4
4A100S2УЗ
3.3
4A100L4УЗ
4.6
4A112MB6УЗ
5.1
4A132S8УЗ
5.5
4A100L2УЗ
3.4
4A112M4УЗ
3.6
4A132S6УЗ
3.3
4A132M8УЗ
7.5
4A112M2УЗ
2.5
4A132S4УЗ
2.9
4A132M6УЗ
3.2
4A160S8УЗ
11
4A132M2УЗ
2.3
4A132M4УЗ
2.8
4A160S6УЗ
2.7
4A160M8УЗ
15
4A160S2УЗ
2.1
4A160S4УЗ
2.3
4A160M6УЗ
2.6
4A180M8УЗ
18.5
4A160M2УЗ
2.1
4A160M4УЗ
2.2
4A180M6УЗ
2.4
4A200M8УЗ
22
4A180S2УЗ
1.9
4A180S4УЗ
2
4A200M6УЗ
2.3
4A200L8УЗ
30
4A180M2УЗ
1.8
4A180M4УЗ
1.9
4A200L6УЗ
2.1
4A225M8УЗ
37
4A200M2УЗ
1.9
4A200M4УЗ
1.7
4A225AM6УЗ
1.8
4A250S8УЗ
45
4A200L2УЗ
1.8
4A200L4УЗ
1.6
4A250S6УЗ
1.4
4A250M8УЗ
55
4A225M2УЗ
1.8
4A225M4УЗ
1.4
4A250M6УЗ
1.3
4A280S8УЗ
75
4A250S2УЗ
1.4
4A250S4УЗ
1.2
4A280S6УЗ
2
4A280M8УЗ
*Габаритные и установочные размеры двигателей серии 4А даны в справочнике [8]
31
S%
12.7
8.9
9
6
7
7
6
5.8
6.1
4.1
2.5
2.5
2.6
2.3
2.7
1.8
1.6
1.4
2.2
2.2
Для цилиндрическо-червячных редукторов
u Б = 5 u p , uт = uр/uБ.
(3.75)
Должны для этого редуктора соблюдаться условия
1.6≤uБ≤3.15, 8≤uт≤63.
Для червячных двухступенчатых редукторов критерием оптимальности служит наибольший КПД, достигаемый при uб = uт =
up .
При расчете механических передач привода машины, валов,
осей, выбора и расчета подшипников, а также муфт, шпонок, шлицевых соединений используются расчетные данные моментов и
скоростей по выше приведенным формулам, как исходные данные.
46
4. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Ременной передачей называется передача, осущесвляемая
гибкой связью посредством трения между ремнем и шкивом. Ременная передача является одной из самых старых передач, применяемая во всех отраслях машиностроения.
Достоинствами ременной передачи, например, в сравнении
с зубчатыми являются: плавность и бесшумность работы, возможность передачи мощности на значительные расстояния, предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки за счет упругости
ремня и от перегрузок за счет проскальзывания, простота конструкции и эксплуатации.
К недостаткам следует отнести большие габариты, некоторое непостоянство передаточного числа за счет проскальзывания
ремня, низкая долговечность ремня (1000-5000 ч), повышенная
нагрузка на валы (в 2.5-4 раза превышает окружное усилие Р).
4.1. ВИДЫ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
Ременные передачи классифицируются.
1. По виду применяемого ремня - на плоскоременные, клиноременные, поликлиноременные, круглоременные, с зубчатым
ремнем.
Клиноременные передачи в химическом машиностроении
применяются чаще, чем плоскоременные, хотя они дороже в эксплуатации. Это объясняется тем, что клиноременные передачи
обеспечивают лучшее сцепление ремня со шкивами, примерно в 3
раза при равных технических условиях, что позволяет уменьшить
натяжение ремня и усилия на валы и опоры. В свою очередь, ремни
с узким сечением позволяют передавать в 1.5-2 раза большую
мощность ремней нормального сечения, так как при одной и той
же ширине нейтрального слоя они имеют большую высоту, а значит рабочую поверхность.Однако, скорость клинового ремня ограничена из-за большой массы до 30 м/с, при большей скорости ремни начинают вибрировать. Поликлиновые ремни позволяют повысить скорость до 40 м/с, равномерно распределить нагрузку, увели47
чить нагрузочную способность и снизить уровень колебаний рабочего органа. Передачи с зубчатым ремнем обеспечивают синхронность вращения валов, работают с малым напряжением и обеспечивают компактность, но имеют высокие удельные нагрузки.
2. По расположению валов в пространстве - открытые, перекрестные, полуперекрестные, угловые с вспомогательными роликами, передача на несколько ведомых шкивов.
Наибольшее практическое применение как в общем, так и в
химическом машиностроении имеют открытые передачи, поэтому
в пособии приведены сведения только для данного вида передач.
3. По способу натяжения ремня - с предварительным натяжением, с периодическим подтягиванием и с непрерывным натяжением.
4.2. ШКИВЫ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
Конструкция шкива для плокоременной передачи, рис. 4.1.,
состоит из обода 1, спиц или диска 2 и ступицы 3. Обод шкива зависит от вида ременной передачи.
Рис.4.1. Шкив плоскоременной передачи.
В скоростных передачах V>40 м/с на поверхности обода
шкива плоскоременной передачи делают канавки, обеспечивающие
выход воздуха из-под ремня. Внутреннее отверстие ступицы может
48
быть выполнено с конусностью 1:10 или 1:5. Обод шкива клиноременной передачи на поверхности имеет канавки соответствующие
профилю ремня, рис.4.2.
Конструктивно шкивы выполняются монолитными, дисковыми и со
спицами. Для клиноременной передачи
используют сборные шкивы. В двухскоростных приводах химических машин,
например, для мешалок используют
двойную клиноременную передачу,
рис.4.3.
Ведущий шкив 1 закреплен на
ведущем валу с помощью шпонки. На
ведомом валу 6 также с помощью шпонки закреплен фиксирующий диск 2. По
обе его стороны свободно сидят два ведомых шкива 4 и 5. Каждый из этих
шкивов связан с соответствующей ступенью ведущего шкива клиновыми ремнями. Соединяя с помощью стопорных
штифтов 3 один из ведомых шкивов с
фиксирующим диском, получают одну
из двух возможных частот вращения
ведомого вала. Диаметры шкивов подби-
Рис.4.2. Шкив клиноременной передачи.
49
Рис.4.3. Схема привода
мешалки.
рают таким образом, чтобы для обоих передаточных чисел при
заданной длине ремней получились одинаковые межцентровые
расстояния.
Основные требования к шкивам едины. Они должны быть
прочными, легкими и сбалансированными. Для увеличения долговечности ремня необходимо тщательно обрабатывать рабочую поверхность шкива ( Ra ≤
2.5 мкм ).
Шкивы изготавливаются из чугуна СЧ15 при V≤30 м/с, стали не ниже 25Л при V≤50 м/с, алюминиевых сплавов - дюралюминий, силумин при V≤80 м/с, так как удельный вес их уменьшает
центробежные нагрузки. Для увеличения трения шкивы изготавливаются из неметаллических материалов: капрон, дерево.
4.3. РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ
ПЕРЕДАЧИ
Расчет ведется параллельно по нескольким вариантам в зависимости от переменных значений отношений толщины ремня к
наименьшему диаметру шкива s/Dmin и межосевого расстояния А
с целью уменьшения габарита и стоимости передачи.
Рис 4.4. Прорезиненные плоские ремни.
И с х о д н ы е д а н н ы е:
N1 - передаваемая мощность, КВт,
n1 - частота вращения меньшего шкива, об/мин,
u - передаточное число.
Условия работы передачи.
Передаваемый момент М1 ременной передачи равен
50
М1 = N1/ω1 = 30 ⋅ N1/(π ⋅ n1),
(4.1)
-1
где М1 в Нм, N1 в Вт, ω1 в с , n1 в об/мин. Расчет производят в следующей последовательности.
1) В зависимости от технологических требований выбирают
тип ремня. Серийно выпускаются два вида привдных ремней: тканые с полиамидным покрытием и прорезиненные с кордшнуровым
несущим слоем. Кроме того, в промышленности применяются синтетические ремни.
Таблица 4.1
Технические данные плоских ремней
Число прокладок
Тип ремня и рекомендуемые скорости V, м/с
А до 30
3-5
3-6
4-6
4-8
Б до 20
ширина ремня (мм)
150-250
280-355
20-71
80-112
125-250
280-355
В до 15
20-71
80-112
125-250
280-355
Ширина ремня b,мм 20, 25, 30, 40, 50, 60, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 160,
180, 200, 224, 250, 280, 355, 400.
Внутренняя длина
500, 550, 600, 650, 700, 750, 800, 850, 900, 1000, 1050,
L,мм
1100, 1150, 1200, 1250, 1300, 1400, 1450, 1500, 1600,
1700, 1800, 2000, 2500, 3000.
прокладки
- 1.25мм,
Толщина σ,
прокладки с прослойкой
- 1.5мм.
Наибольшее распространение в машиностроении получили
прорезиненные ремни, рис.4.4.
На рисунке: 1 - резиновая обкладка, 2 - тканевая прослойка
из бельтинга, 3 - резина. Они работают в широком диапазоне мощностей до 50 КВт со значительными скоростями до 35 м/с. Прорезиненные ремни выпускаются трех типов, см. рис. 4.4, А - нарезные, с резиновыми прослойками между всеми прокладками и с
кромками, защищенными водоупорным составом, Б - послойно
завернутые, как с резиновыми прослойками, так и без них, В - спиральнозавернутые без резиновых прослоек.
51
Основные технические данные плоских ремней приведены
в табл.4.1.
2) Определяют диаметр меньшего шкива D1 по формуле
М.А.Саверина
3
D1 = (1100÷1350) ⋅ N 1 / n1 ,
(4.2)
где D1 в мм, N1 в КВт, n1 в об/мин.
Полученное значение округляют до ближайшей стандартной величины по ГОСТ 17383-73 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100,
112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 320, 360, 400, 450, 500,
560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1400, 1600, 1800, 2000.
3) Определяют диаметр большего шкива D2 по формуле
D2 = D1⋅u ⋅ (1-ε),
(4.3)
где u - передаточное число, см. табл. 3.2,
ε = 1-1.5% - относительное скольжение ремня.
Полученное значение D2 согласовывают с ГОСТ 17383-73.
4) Уточняют передаточное число и частоту вращения ведомого
шкива.
u = D2/D1,
(4.4)
n2 = n1/u,
(4.5)
Расхождение допускается не более 3%.
5) В зависимости от конструктивных соображений проектируемого привода назначают межосевое расстояние А, принимая во
внимание формулу:
Amin ≥ (1.5-2) ⋅ (D1+D2),
(4.6)
6) Внутреннюю длину ремня L, мм, без учета провисания и
начального деформирования определяют по формуле:
L = 2⋅A+0.5⋅π ⋅ (D1+D2)+(D2-D1)2/(4⋅A).
(4.7)
Полученную длину ремня округляют до ближайшей стандартной величины, после чего уточняют А, мм
A = (2⋅L-π⋅ (D1+D2)+ ( 2 ⋅ L − π ⋅ ( D1 + D 2 )) 2 − 8( D 2 − D1 ) 2 )/8, (4.8)
При проектировании передачи, по возможности, предусматривают изменение межосевого расстояния в пределах вытяжки
ремня 3-5% от А для его компенсации.
7) Проверяют угол обхвата ремня на меньшем шкиве
α1 = 180°-((D2-D1)/A)60°.
(4.9)
52
Угол α1 должен быть больше 150°. При неудовлетворительном результате увеличивают А.
8) Определяют скорость ремня
(4.10)
V = π⋅D1⋅n1/(60⋅1000),
где V в м/с, D1 в м, n1 в об/мин.
9) Проверяют число пробегов ремня в секунду
U = V/L ≤ [U],
(4.11)
где [U] - допускаемое число пробегов для плоских ремней равно 5с-1,
10) Определяют допускаемое полезное напряжение
[σ] = σ ⋅ Co ⋅ Ca ⋅ Cv ⋅ Cp,
(4.12)
Полезное напряжение σ = 2.46-9.81⋅ δ/Dmin.
(4.13)
Отношение δ/Dmin является важным параметром, влияющим
на долговечность ремня. С уменьшением его повышаются передаваемая окружная сила, КПД передачи и долговечность ремня, поэтому рекомендуют принимать для прорезиненных ремней
δ/Dmin≤1/40=0.025. Коэффициент Со зависит от передачи и ее расположения. Для открытых горизонтальных и наклонных передач
при β ≤ 60° - Co=1, при наклоне в пределах β=60-80° - Co=0.9, при
β=80-90° - Со=0.8.
Коэффициент Са учитывает угол обхвата ремнем на малом
шкиве
140
150
160
170
180
200
220
α1 в град.
Са
0.88
0.91 0.94 0.97
1.0
1.1
1.2
Коэффициент Ср учитывает влияние режима работы. При
спокойной работе передачи (ленточный транспортер, центробежный вентилятор и насос, компрессор и т.д.) Ср=1, при незначительных колебаниях (цепной транспортер, барабанная сушилка,смеситель, шнековые машины и т.д.) Cр=0.9, при значительных
колебаниях нагрузки (скребковый транспортер, сепарирующий
элеватор, грохот, центрифуга и т.д.) Cр=0.8, при ударных нагрузках
(дробилка, мельница и т.д.) Ср=0.7. При двухсменной работе Ср
уменьшается на 0.1, при трехсменной - на 0.2.
11) Определяют площадь поперечного сечения ремня из условий тяговой способности
53
Рис.4.5. Типы шкивов плоскоременной передачи.
S = b⋅δ = 2⋅M1/(D1⋅ [σ]),
(4.15)
где b и s подбирают из табл. 4.1. Рекомендуется, чтобы b≤D1.
12) Определяют силу предварительного натяжения ремня
F =σ⋅b⋅δ.
(4.16)
13) Для расчета вала и его опор определяют силу, действующую на вал от натяжения ремня
(4.17)
R = 2⋅F⋅sin(α1/2).
14) Устанавливают ширину обода шкива В в зависимости
от ширины ремня b , табл. 4.2.
Таблица 4.2
b
20
25
32
40
50
63
71
B
25
32
40
50
63
71
80
Стандартная ширина шкивов
b
B
90
100
100
112
112
125
125
140
140
160
160
180
180
200
b
200
224
250
315
355
400
B
224
250
315
355
400
450
15) Выбирают тип шкива, рис. 4.5, в зависимости от скоростных параметров передачи в соответствии с ГОСТ.
Для предохранения от бокового сбегания ремня выбирают
шкивы типа I и III. Выпуклый шкив обычно является ведомым. Это
54
уменьшает напряжение в ремне от изгиба в радиальном и поперечном направлениях.
Для устойчивого направления ремня в быстроходных передачах оба шкива проектируются выпуклыми.
16) Определяют стрелу выпуклости h шкива, см.рис.4.3. Выпуклость соответствует дуге окружности в зависимости от диаметра и
ширины шкива, табл.4.3.
17) Вычисляют основные геометрические параметры шкива, см.рис.4.1.
Толщина обода у края равна
у = 0.005⋅D+3мм.
(4.18)
D, мм
40-112
125-140
160-180
200-224
250-280
315-355
h,мм
0.3
0.4
0.5
0.6
0.8
1.0
Таблица 4.3
Стрела выпуклости шкивов
D, мм
h при В
<125 140-160 180-200 224-250 >280
400-450
1
1.2
1.2
1.2
1.2
500-560
1
1.5
1.5
1.5
1.5
630-710
1
1.5
2
2
2
800-900
1
1.5
2
2.5
2.5
1000
1
1.5
2
2.5
3
Толщина диска принимается (0.8-1.0).у. В конструкциях
шкива со спицами сечение α/s=0.4, а их количество обычно принимают Z=4 при D≤500 мм, при D>500 мм - Z=6. Для широких
шкивов при В>300 мм спицы располагают в два ряда. Выступ равен:
е = у+0.002⋅B.
(4.19)
Размеры ступицы:
dст = (1.7-2) ⋅dв,
(4.20)
lст = (1.5-2) ⋅ dв ≤ B.
(4.21)
55
4.4. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
При проектировании передачи учитывают технико-экономические
показатели, а поэтому параллельно выполняют расчет нескольких типов
ремней.
И с х о д н ы е д а н н н ы е: N1, n1, u,
режим нагрузки и длительность работы
передачи в течение суток.
Последовательность расчета клиноременной передачи подобна плоскоременной и
выполняется в следующим порядке.
1) Выбирают тип ремня.
В машиностроении применяют прорезиненные клиновые кордтканевые и кордшнуровые ремни, рис. 4.6.
На рис. 4.6, 1-прорезиненные тканевые обертки, 2-ткань, 3-резина, 4-корд.
Промышленность выпускает клиновые ремни нормального сечения bр/h ≈ 1.4, узкие - bр/h ≈ 1.1 и широкие для
вариаторов. Расчетная ширина bр нейтрального слоя ремня находится в среднем
на уровне 0.36.h от верхнего основания.
Для приводов машин применяют ремни
приводные
резинотканевые клиновые
Рис. 4.6. Клиновые ремни.
нормальных сечений по ГОСТ 1284.1-89,
ГОСТ 1284.2-89. Этому стандарту соответствуют типы ремней с сечениями О, А, Б, В, Г, Д, Е. Ремни сечений А, Б и
В длиной до 3000 мм могут изготавливаться с зубьями (пазами) на внутренней поверхности, полученными нарезкой или формованием.
Предварительно сечение ремня выбирают по диаграмме,
рис.4.7, в зависимости от передаваемой мощности N1 и частоты вращения ведущего шкива n1. Сечение ремней О следует применять для
передаваемых мощностей до 2 КВт, сечение Е - при мощности свыше
200 КВт.
2) Производят запись основных размеров ремня из табл.4.4.
56
Таблица 4.4
Размеры приводных ремней
Основные размеры
Обозначение сечения ремня
О
А
Б
В
Г
Д
Е
11
14
19
27
32
42
Ширина нейтрального 8.5
слоя bр, мм
Высота h, мм
6
8
10.5
13.5
19
23.5
30
Площадь сечения S , мм
47
81
138
230
476
692 1172
Масса 1 м длины q , кг
0.06 0.1
0.18
0.3
0.6
0.9
1.52
Таблица 4.5
Длины ремней
L,мм
Обозначение сечения ремня
О
А
Б
В
Г
1800
2000
2240
2500
2800
3150
3550
4000
4500
5000
5600
6300
7100
8000*
* 8000, 9000, 10000, 11200, !2500, 14000, 16000, 18000.
Д
Е
-
-
Расчетные длины ремней L, мм соответствуют ряду R20
предпочтительных чисел по ГОСТ 8032-84, табл.4.5.
Ремни длиной до 1800 мм выбираются по ГОСТ 1284-89 из
ряда: 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400,
1600, 1800.
57
Рис.4.7. Диаграмма выбора типа ремня.
3) Выбирают диаметр меньшего шкива D1. По типу клинового ремня определяют Dmin, табл.4.6.
Таблица 4.6
Зависимость минимального диаметра шкива от типа ремня
Сечение ремня
Dmin, мм
корд тканевый
корд шнуровой
О
90
63
А
90
80
Б
112
100
В
180
140
Г
315
250
Д
500(450)
Е
500
-
Величину D1 выбирают в зависимости от Dmin из ряда предпочтительных чисел диаметров шкивов R20 ГОСТ 8032-84 : 63, 71, 80, 90,
100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500,
560, 630, 710 и 800.
4) Определяют диаметр большего шкива D2.
D2 = u⋅ D1,
(4.22)
Полученное значение округляют до стандартного по ГОСТ
8032-84.
58
5) Уточняют передаточное число u, см.4.4 и частоту вращения
ведомого шкива n2, см.4.5. Расхождение допускается не более 3%.
6) В зависимости от компановки проектируемого привода назначают межосевое расстояние А, принимая во внимание формулу:
Amin = 0.55 ⋅ (D1+D2)+h,
(4.23)
где h - высота профиля ремня, см. табл.4.4.
Таблица 4.7
Число циклов нагружения клиновых ремней
Сечение ремня
Nцикл
О,А
4.6.106
Б,В,Г
4.7.106
Д,Е
2.5.106
Оптимальное межосевое расстояние Аопт в зависимости от u
и D2 следующее:
Аопт/D2
1.5
1.22
1
0.95
0.9
0.85
u
1
2
3
4
5
6 и более
7) Определяют длину ремня L, см.4.7, и полученную величину округляют до ближайшего стандартного значения, см. табл. 4.5.
8) Вычисляют наработку ремня Т в часах по формуле:
Т = Nцикл ⋅ L/(60 ⋅ π ⋅ D ⋅ n) ,
(4.24)
где Nцикл - число циклов, табл.4.7, соответствующее одному пробегу ремня.
Средний ресурс работы ремней в эксплуатации для среднего режима работы устанавливают 2000 ч.
Для легкого режима - 5000 ч.
Для тяжелого режима - 1000 ч и для очень тяжелого - 500 ч.
9) Уточняют межосевое расстояние А, см. 4.8.
10) Определяют скорость ремня V, см. 4.10.
11) Проверяют частоту пробегов ремня U, см. 4.11. Допускаемую величину частоты пробегов клинового ремня ограничивают до 10 с-1, в отдельных случаях до 12 с-1.
12) Находят угол обхвата ремнем шкива α, см. 4.9. Если
α1<120°, то следует увеличить межосевое расстояние или применить натяжной ролик.
59
Таблица 4.8
Мощность No, КВт, передаваемая одним клиновым ремнем
Тип
Диаметр
Скорость ремня V , м/с
ремня шкива D1,мм
5
10
15
20
25
1.03-1.56
1.4-1.69
1.87-2.03
2.29
2.28-2.58
2.88-3.6
3.82
3.82-4.27
4.71-6.34
7.95
7.95-9.4
11.0213.52
14.56
16.8-18.4
20-22.3
1.11-1.73
1.4-1.84
1.99-2.41
2.65
2.28-2.5
2.94-4.35
4.71
3.68-4.12
5.1-7.5
8.1
6.85-9.28
11.9-15.72
1.4-1.9
1.18-1.69
1.91-2.29
2.65
1.84-2.06
2.5-4.35
4.94
4.27-7.73
10.1-15.8
17
17.65-20.46
23.6-26.5
17.25
20.46
24.3-27.5
29
40.85-43.35
31.2
44.3845.26
52.6258.36
О
О
А
А
А
Б
Б
Б
В
В
В
Г
Г
63-90
71-90
80-90
100-112
≥125
100-112
125-160
≥180
140-160
180-250
≥280
250-280
315-400
0.49-0.67
0.69-0.74
0.81
0.96
0.88-0.96
1.1-1.4
1.55
1.47-1.69
1.84-2.65
2.88
3.68-4.27
4.71-5.59
0.82-1.16
1.1-1.33
1.4-1.47
1.69
1.77-1.92
2.06-2.5
2.72
2.92-3.16
3.46-4.64
57.07
6.34-7.38
8.45-10.08
Г
Д
Д
≥450
450-500
560-630
6.1
6.19-7.35
8.45-9.43
Д
Е
≥710
500-800
9.8
7.29-13.25
Е
900-1000
15.2318.25
10.98
12.4-14
15.2516.03
18
23.2627.67
33.5638.64
24.1
31.6535.18
42.1748.65
50.7-57.8
13) Вычисляют допускаемую мощность при заданных условиях
[N] = No ⋅ Ca⋅ Cp,
(4.25)
где No - значение мощности передаваемой в стандартных условиях
одним ремнем, табл.4.8,
Са и Ср - коэффициенты угла обхвата и режима работы, см. гл.4.3,
п.10.
14) Определяют требуемое число клиновых ремней по формуле:
Z = N1/[N] ≤ 8,
(4.26)
60
Z округляют до ближайшего целого числа. Если Z>8, то надо принять следующий больший профиль ремня, см. табл.4.4.
15) Вычисляют силу предварительного натяжения ремня
F = 780 ⋅N1/(Z ⋅ V ⋅ Ca ⋅ Cp)+q ⋅ V2,
(4.27)
где N1 в КВт, V в м/с, F в Н, q в кг.
16) Определяют силу R действующую на валы ременной
передачи
R = 2⋅F⋅ Z⋅ sin(α/2).
(4.28)
17) Выбирают параметры профиля канавок и шкивов клиноременных передач по стандарту ГОСТ 20889-88 в зависимости
от типа и сечения ремня, см. рис.4.2 [8].
61
5. ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Цепной передачей называется передача,осуществляемая путем
зацепления гибкой связи - цепи с зубьями звездочки. Цепные передачи получили распространение благодаря простоте и надежности.
Наиболее распространенными являются передачи до 15 м/с и передачи мощности до 100 КВт.
По сравнению с ременными цепные передачи имеют меньшие
габариты, нагрузки на валы, эксплуатационные расходы, постоянное
передаточное число за счет отсутствия проскальзывания, позволяют
передавать большие нагрузки.
К недостаткам следует отнести повышенную виброактивность и
интенсивность шума, отсутствие жидкостного трения в цепях и, следовательно, неизбежный износ, что приводит к увеличению шага цепи, а также неравномерности скорости цепи при малых числах зубьев
звездочек.
Приводные цепи применяют для передачи вращательного движения
рабочим органам, а тяговые - в различных транспортирующих устройствах.
В последнем случае используются цепи со звеньями, имеющими элементы
для крепления планок и скребков транспортеров.
5.1. ТИПЫ ПРИВОДНЫХ ЦЕПЕЙ
62цепь, б - зубчатая цепь.
Рис.5.1. а - роликовая
Приводные цепные передачи разделяют по следующим основным признакам.
1) По типу цепей: роликовые ГОСТ 13568-75, втулочные
ГОСТ 13568-75, зубчатые цепи ГОСТ 13552-81.
Таблица 5.1
15.875
Цепи приводные роликовые ГОСТ 13568-75
Однорядные ПР
Ввн,м d,мм d1,мм h,мм в,мм Q,кН q,кг/
м
м
2.4
3.66
7.75
10
8.7
9
0.3
3.3
3.66
7.75
10
12
9
0.35
7.75
4.45
8.51
11.8
21
18.2 0.75
9.65
5.08
10.16
14.8
24
22.7
1.0
12.7
5.96
11.91
18.2
33
31.8
1.9
15.88
7.95
15.88
24.2
39
56.7
2.6
19.05
9.55
19.05
30.2
46
88.5
3.8
25.4
11.1
22.23
36.2
58
127
5.5
Двухрядные 2ПР
9.65
5.08
10.16
14.8
41
45.4
1.9
19.05
25.4
12.7
15.88
t,мм
12.7
12.7
12.7
15.875
19.05
25.4
31.75
38.1
5.88
7.95
11.91
15.88
18.2
24.2
54
68
72
113.4
3.5
5.0
F,мм2
16.8
20.1
50.3
70.9
105.8
179.7
262.2
394
140
211
359
А,м
м
16.5
9
25.5
29.2
9
Длиннозвенные ПРД
31.75
9.65
5.08
10.16
14.8
24
22.7
0.6
67.5
38.1
12.7
5.96
11.91
18.2
31
29.5
1.1 105.8
38.0
22.0
7.95
15.88
21.3
42
30.0 1.87
225
П р и м е ч а н и е. Ввн - расстояние между внутренними пластинами цепи,
d - диаметр валика, d1 - диаметр ролика, h - высота цепи, в - ширина цепи,
F - опорная проекция поверхности шарнира, А - расстояние между рядами
цепи, t - шаг цепи, Q - разрушающая нвагрузка, q - масса 1 м цепи.
Зубчатые цепи, рис.5.1.б, конструктивно выполнены из набора зубчатых пластин 1, зубья которых наклонены под углом 60°.
Эти пластины входят в контакт с зубьями звездочки. Зубчатые цепи выпускают с односторонним и двухсторонним зацеплением.
Для предотвращения соскальзывания цепи со звездочек имеются
направляющие пластины 2. Весь набор пластин соединяется вали63
ком 3, обеспечивая шарнир трения скольжения или качения. Число
пластин в наборе зависит от величины передаваемой мощности.
Зубчатые цепи малошумны, имеют плавность хода, могут воспринимать значительные ударные нагрузки, но тяжелые и дорогие.
Из всех видов приводных цепей наибольшее распространение имеют роликовые с числом рядов от 1 до 4.
Роликовая цепь, рис.5.1.а, состоит из внутренних 1 и внешних 2 пластин. Во внутренние пластины закреплена втулка 3, в которую установлен валик 4, закрепленный во внешние пластины 2.
Это соединение образует шарнир. Втулка свободно соединена с роликом 5, который входит в зацепление с зубьями звездочки. Роликовые цепи выпускают следующих видов: ПРЛ - приводные роликовые легкой серии, ПР - нормальной серии, ПРУ - усиленные, ПРД длиннозвенные, ПРИ - с изогнутыми пластинами. Наиболее употребительные в химмашинах приводные роликовые цепи ГОСТ 1356875, характеристика которых приведена в табл.5.1.
Для определения геометрических размеров других видов роликовых цепей необходимо воспользоваться непосредственно указанным стандартом.
Втулочные цепи отличаются от роликовых только отсутствием ролика. В контакт с зубьями звездочек вступает втулка, при
этом наблюдается значительный износ звездочки. Применение втулочных цепей ограничено.
Цепи изготавливаются из качественных сталей с соответствующей термообработкой. Материал пластин - сталь 40,45,50,40Х и
др., валиков, втулок и роликов - сталь 15,20,25,15Х,12ХН3 и др. с
соответствующей закалкой, цементацией или азотированием.
2) По количеству рядов цепи делят на однорядные и многорядные. При передаче больших мощностей применяются многорядные цепи. Это позволяет значительно снизить габариты передачи.
3) По количеству ведомых звездочек: нормальные - двухзвенные и специальные - многозвенные.
Передача может осуществляться на несколько ведомых звездочек.
4) По конструктивному исполнению: закрытые и открытые
передачи. Цепные передачи закрытого типа помещаются в специ64
альные картеры, где обеспечивается жидкостная смазка цепи,
безопасность попадания грязи и пыли, а также уменьшает шум
передачи. Обычно проектируют цепные передачи закрытые при
наличии больших нагрузок и скоростей.
5) По расположению звездочек: горизонтальные, наклонные, вертикальные.
При проектировании наклонной передачи предусматриваются натяжные или поддерживающие звездочки. Натяжная звездочка должна входить в зацепление не менее чем с тремя звеньями
цепи. При угле наклона передачи больше 60° можно применять
натяжные ролики. Натяжные устройства обычно устанавливаются
на холостой ветви цепи, с целью исключения ее биения.
6) По способу регулирования провисания цепи: с натяжным
устройством, с натяжной звездочкой или роликом.
В связи с износом цепи происходит ее вытягивание, которое компенсируется путем передвижения ведомой звездочки или
установкой натяжных звездочек или роликов. Непригодность цепи
характеризуется ее вытягиванием, то есть увеличением шага цепи t
больше 4%, как это предусмотрено ГОСТом 1892-73.
5.2. ЗВЕЗДОЧКИ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ
По конструктивному выполнению звездочки изготовляются
по стандартам в зависимости от вида цепной передачи. Для роликовой и втулочной цепей по ГОСТ 591-69, рис.5.2.а, для зубчатой
цепи по ГОСТ 13576-81, рис.5.2.б. Звездочки для роликовой и втулочной цепей изготовляются цельными или сборными. Во втором
случае диск с зубьями соединяется со ступицей болтами, заклепками или путем сварки. Звездочки для зубчатой цепи изготовляются
цельными, так как они широкие.
Профиль звездочки для роликовой цепи представляет плавную кривую, см.рис.5.2.а, которая образуется из четырех участков:
впадины ав, вогнутой поверхности вс, небольшого прямолинейного
участка сд и головки зуба de.
Вогнуто-выпуклый профиль зуба очерчивается радиусами:
впадины 65
головки зуба -
r = 0.5025 ⋅ d1+0.05 мм,
r1 = 0.8 ⋅ d1+r2,
(5.1)
(5.2)
r2 = d1⋅ (1.24⋅cosα+0.8⋅cosβ-1.3025)-0.05мм,
(5.3)
где α = 17°-64°/z - половина угла зуба,
β = 18°-60°/z - угол сопряжения,
z - количество зубьев звездочки.
Радиус зуба в продольном сечении определяется по формуле:
r3 = 1.7⋅d1.
(5.4)
Высота профильной части сечения зуба составляет
h = (0.7÷0.8) ⋅ d1.
(5.5)
Ширина зубчатого венца звездочки однорядной цепи равна
(5.6)
b = 0.93⋅Bвн-0.15 мм,
Рис.5.2. Звездочки цепных передач.
66
для двух- и трехрядной b = 0.9⋅Bвн-0.15 мм.
(5.7)
Диаметр делительной окружности звездочки роликовой цепи равен
d = t/sin(180°/z),
(5.8)
диаметр окружности выступов da = t ⋅ (0.5+ctg(180°/z)),
(5.9)
диаметр окружности впадин df = d-2⋅r.
(5.10)
Основные размеры ступицы звездочки вычисляются по
формулам:
длина ступицы (5.11)
lст = (2÷3) ⋅ dв,
где dв - диаметр вала ,
диаметр ступицы (5.12)
dст = dв+(1.6÷5) ⋅ t.
Звездочки к зубчатым цепям по конструктивной схеме отличаются от звездочек к роликовым цепям, см.рис.5.2. Наиболее
часто применяются звездочки к зубчатым цепям с прямолинейным
основным профилем, что определяется формой пластин цепи. В
этих звездочках диаметр окружности выступов меньше диаметра
делительной окружности.
da = t⋅ctg(180°/z) ≤ d,
(5.13)
где d вычисляется по формуле 5.8. Диаметр окружности впадин
равен
d1 = d-2⋅h/cos(180°/z).
(5.14)
Угол впадин зуба определяется по формуле:
2⋅β = 60°-360°/z,
(5.15)
а угол заострения 2⋅γ = 30°-360°/z.
(5.16)
Ширина зубчатого венца звездочки с внутренним направлением рассчитывается следующим образом:
B = b+2⋅s.
(5.17)
Высота зуба равна:
67
h = в1+0.1⋅t,
(5.18)
а ширина проточки
s1 = 2⋅s,
(5.19)
где s - толщина одной пластины, мм,
b - ширина набора пластин, мм,
в1- высота пластины от основания до центра валика цепи,мм.
Размеры ступицы определяются по формулам 5.11, и 5.12.
Звездочки обычно изготавливаются из сталей 15,20 (цементация, закалка, отпуск) и пластмасс для неответственного назначения передач,
из сталей 40,45,50 и др. (закалка, отпуск) для ответственных передач,
при повышенных передаваемых усилиях применяются стали
40X,45X,45XH,35XГСА и др. (улучшение), а также 40Л,45Л,35Гл и
др. В тихоходных передачах V≤3 м/с при отсутствии ударных нагрузок звездочки изготавливаются из серого чугуна (закалка), при наличии быстрого износа из антифрикционного и высокопрочного чугуна
(закалка).
5.3. РАСЧЕТ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ
Расчет выполняют из условия надежности и долговечности цепи.
И с х о д н ы е д а н н ы е:
N1 - передаваемая мощность в КВт,
n1 - частота вращения ведущей звездочки в об/мин,
u - передаточное отношение.
Передаваемый момент определяют по формуле 4.1.
Расчет проводят в следующей последовательности.
1) Выбирают тип цепи в зависимости от технико-эксплуатационных требований, см. гл.5.1, п.1.
2) Производят выбор числа зубьев малой (ведущей) звездочки z1.
Наименьшее значение зубьев звездочки zmin = 17. Оптимальные
значения следует выбирать в зависимости от u, табл.5.2.
68
Таблица 5.2
Тип цепи
Роликовая
Зубчатая
Оптимальные значения zmin
Передаточные числа
1-2
2-3
3-4
4-5
31-27
27-25
25-23
23-21
40-35
35-31
31-27
27-23
5-6
21-17
23-19
Предпочтительно выбирать числа зубьев звездочек, особенно малой нечетными, что в сочетании с четным числом звеньев цепи
способствует равномерному износу.
3) Определяют частоту вращения n2, см.4.5. и число зубьев
большой (ведомой) звездочки
z2 = z1 ⋅ u.
(5.20)
Полученную величину округляют до целого числа. По условию потери зацепления при износе цепи принимают
для роликовой цепи - z2max≤100÷120,
для зубчатой - z2max≤120÷140.
4) Определяют шаг цепи t. Вычисляют сначала предельные
значения шага для роликовой цепи
tmax = 4760 ⋅ (n12 ⋅z1)-1/3,
(5.21)
для зубчатой цепи
tmax = 5800⋅ (n12⋅z1)-1/3.
(5.22)
По вычисленному значению подбирают стандартный шаг
выбранного типа цепи.
5) Определяют скорость движения цепи
(5.23)
V = z1⋅t⋅n1/(60⋅1000),
где V в м/с, t в мм, n1 в об/мин.
Для уменьшения динамических нагрузок в передаче ограничивают скорость роликовой цепи до V≤7м/с, зубчатой цепи до
V≤12м/с. Если расчетная скорость больше допустимой - уменьшают
шаг.
6) Определяют расстояние между осями ведущей и ведомой звездочек
Amax = 80⋅t,
(5.24)
При условии обхвата цепью ведущей звездочки α=120° оптимальное межосевое расстояние равно:
69
A=
Aопт = (30÷60) ⋅ t.
7) Вычисляют длину цепи
L = 2⋅A+0,5⋅ (z1+z2) ⋅ t+(z2-z1)2⋅t2/(4⋅π2⋅A)
и количество звеньев, ее образующих
m = L/t.
8) Уточняют межосевое расстояние передачи
(5.26)
t
2
 m − 0.5( z1 + z 2 ) + 0.252 m − ( z1 + z 2 ) − 2( z 2 − z1 ) 2 / π 2 


4
(5.28)
(5.25)
(5.27)
9) Определяют коэффициент эксплуатации
Кэ = К1⋅K2⋅K3⋅K4⋅K5⋅K6,
(5.29)
где К1 - динамический коэффициент: при спокойной нагрузке - К1=1,
при толчках - К1=1.2÷1.5,
К2 - коэффициент смазки: К2=0.5 при непрерывной, К2=1 при капельной, К2=1.5 при периодической смазке,
К3 - коэффициент продолжительности работы: К3=1 при односменной, К3=1.25 при двухсменной, К3=1.45 при трехсменной работе,
К4 - коэффициент межосевого расстояния: К4=1 при A=(30÷60) ⋅ t,
К4=0.8 при A=(60÷80) .t,
К5 - коэффициент способа регулирования натяжения цепи: К5=1
при автоматическом регулировании, К5=1.15 при периодическом
регулировании, К5=1.25 при нерегулируемой передаче,
К6 - коэффициент наклона передачи: К6=1 при γ<=60°, K6=1.25
при γ>60°.
10) Вычисляют окружное усилие
(5.30)
P = N1/V,
где P в Н, N1 в КВт, V в м/с.
11) Проверяют среднее давление в шарнирах роликовой цепи
p = P.Kэ/F≤ [p] ,
(5.31)
где F - проекция опорной поверхности шарнира (F≈0.28.t2 - для
роликовой цепи), мм,
[p] - допускаемое давление в шарнирах роликовой цепи,
табл.5.3.
70
При нарушении условия неравенства 5.31 следует выбрать
другой типоразмер цепи.
Таблица 5.3
Допускаемое давление [p] роликовых цепей при z1=15-30
Частота вращения,об/мин
[p], МПа при t, мм
12.7-15.875
19.05-25.40
31.75-38.10
50
34.3
34.3
34.3
200
30.9
29.4
28.1
400
28.1
25.7
23.7
600
25.7
22.9
20.6
800
23.7
20.6
18.1
1000
22
18.6
16.3
1200
20.6
17.2
14.7
1600
18.1
14.7
2000
16.3
2400
14.7
2800
13.4
П р и м е ч а н и е. Для цепей с натяжным устройством [p] меньше табличных на 20% и при угле наклона цепи γ>60° - [p] меньше табличных на 1020%.
12) Для зубчатой цепи ширина цепи равна
B = P ⋅ 3 V ⋅ K э / (4 ⋅ t ),
(5.32)
где B в мм, Р в Н, V в м/с, t в мм.
13) Проверяют цепь по коэффициенту запаса прочности по
формуле:
(5.33)
n = Q/(P⋅K1+Pv+Pf)≥[n],
где Q - разрушающая нагрузка цепи в Н, см.табл.5.1,
Р - окружное усилие, Н,
К1- динамический коэффициент,
Pv=q.V2 - усилие от центробежной силы, Н, (q - масса 1 м цепи,
кг/м).
Pf=Kf . q.A - усилие от провисания ведомой ветви цепи, Н, (Kf=6 при
горизонтальной передаче, Kf=1.6 при наклоне γ≤45°, Kf=1 при вертикальном расположении передачи),
[n] - допускаемый коэффициент запаса прочности, равный для роликовой цепи 6 и 20 для зубчатой цепи.
71
При нарушении этого условия следует выбрать другой типоразмер цепи.
13) Проверяют передачу по числу ударов цепи с обеими
звездочками
U = 2⋅V/L≤ [U],
(5.34)
где [U] - допускаемое число ударов в с, табл.5.4.
Тип
цепи
Роликовая
Зубчатая
Таблица 5.4
Допускаемое число ударов [U]
[U], с-1 при шаге цепи t, мм
12.7
15.875
19.05
25.4
31.75
38.1
60
50
35
30
25
20
80
65
50
30
25
-
Если условия неравенств 5.31, 5.33, 5.34 выполнены, то
цепь считают пригодной.
14) Для расчета валов и опор определяют силу, действующую
на валы
R = 1.15 . (P.K1+Pv+Pf).
(5.35)
15) Вычисляют основные геометрические параметры звездочек, см.гл.5.2.
6. ЗУБЧАТЫЕ И ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Зубчатой передачей называется трехзвенный механизм, в
котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару.
В большинстве случаев зубчатая передача используется для
передачи вращательного движения. Зубчатая передача представляет собой передаточный механизм, служащий для передачи движения и сил, путем непосредственного зацепления. Меньшее зубчатое
колесо называется шестерней и обозначается индексом 1, большее
- колесом и обозначается индексом 2, но термин "зубчатое колесо"
относится как к шестерне, так и к колесу.
72
Зубчатые передачи являются наиболее распространенными
в современном машиностроении благодаря своим преимуществам
в сравнении с другими видами передач.
Достоинствами зубчатой передачи являются: возможность
применения в широком диапазоне передаваемых мощностей до десятков тысяч КВт и скоростей до 150 м/с, постоянство передаточного
числа, высокий КПД до 0.99, большая долговечность и надежность в
работе, простота обслуживания, сравнительно малые нагрузки на валы
и их опоры, технологичность изготовления.
К недостаткам зубчатой передачи следует отнести: шум и
вибрацию при больших скоростях, высокие требования к точности
изготовления и монтажа, отсутствие предохранения от возможных
опасных перегрузок.
6.1. ВИДЫ И КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ЗУБЧАТЫХ
И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
Основными видами зубчатых и червячных передач являются зубчатые колеса с параллельными осями - цилиндрические
внешнего (рис.6.1.а) и внутреннего (рис.6.1.г) зацепления с прямым (см.рис.6.1.а), косым (рис.6.1.б) и шевронным (рис.6.1.в) видом зуба, а также к этой группе относятся волновые передачи. С
пересекающимися осями - конические колеса внешнего зацепления
(рис.6.1.д) с прямым, косым и круговым (рис.6.1.е) зубом. Со
скрещивающимися осями - червячные передачи с цилиндрическим
(рис.6.1.и) и глобоидным (рис.6.1.к) червяками внешнего зацепления с архимедовым, эвольвентным, конволютным видом зуба, а
также гипоидные передачи (рис.6.1.ж) и винтовые (рис.6.1.з)
внешнего зацепления с косым и криволинейным зубом. В основном зубчатые колеса имеют эвольвентный профиль зуба.
Поиски методов увеличения нагрузочной способности привели к созданию передач Новикова, зубья которых имеют выпукловогнутый профиль, очерченный дугами окружностей или близких к
ним кривых.
73
Цилиндрические зубчатые передачи являются самыми распространенными в машиностроении, так как они проще в изготовлении и монтаже. Обычно цилиндрические прямозубые передачи
используются при окружных скоростях (3-6) м/с.
Рис.6.1. Виды зубчатых передач.
Прямозубые передачи применяются также при необходимости осевого перемещения зубчатых колес для переключения
скоростей в коробках передач. Передачи с косым и шевронным
зубом имеют утолщение зуба в опасном сечении за счет наклона
линии зуба, большего значения коэффициента перекрытия и бол74
шей суммарной длины контактных линий, поэтому они прочнее
прямозубых, работают более плавно и бесшумно.
Цилиндрические косозубые передачи применяют в ответственных случаях при окружных скоростях V>(3-6) м/с. Недостатком
косозубой передачи является наличие осевой силы.
Шевронные цилиндрические передачи обычно применяют
при больших нагрузках и особо тяжелых условиях работы.
Конические передачи применяются главным образом с пересекающимися осями под углом 90°. Однако, межосевой угол
может быть от 10° до 170°. В современном машиностроении используется эта передача, в основном, с круговыми зубьями.
Конические колеса сложнее в изготовлении и монтаже, чем
цилиндрические. Проектируется коническая передача обычно небольших мощностей, в ином случае консольное расположение
шестерни приводит к значительным нагрузкам на опоры и нарушению точности зацепления. Иногда применяется закрепление конической шестерни между опорами, но такая конструкция сложнее и
дороже.
Червячные передачи, как и конические, чаще всего применяются с углом скрещивания осей 90°. Обычно в червячной передаче ведущим является червяк. В машиностроении наиболее распространенным из цилиндрических червяков является архимедов
червяк.
Червяки проектируются однозаходные и многозаходные, в
основном, с правым направлением витка. С увеличением числа
витков червяка возрастает угол подъема винтовой линии, что повышает КПД передачи. Зубья червячных колес имеют форму дуги,
что обеспечивает облегание витков червяка и увеличение длины
контактных линий. Направление и угол подъема зубьев червячного
колеса соответствует направлению и углу подъема червяка. Передаточное число червячной пары лежит в пределах от 8 до 80. Червячная передача характеризуется плавностью зацепления и бесшумностью работы. Существенным недостатком червячной передачи является низкий КПД за счет потери мощности в месте контакта из-за больших сил трения.
75
По конструктивному оформлению зубчатые передачи разделяют: на закрытые, заключенные в отдельный корпус (редуктор)
или встроенные в машину с достаточной смазкой и на открытые.
Закрытые передачи рассчитываются на выносливость по контактным напряжениям, чтобы не допускать усталостного выкрашивания зубьев (питинг) и проверяются на выносливость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы предупредить усталостное разрушение
зубьев.
В машинах химического производства широко применяются открытые передачи, которые в отличие от передач, используемых в других отраслях промышленности, работают в условиях
большой загрязненности и запыленности. Это вызывает абразивный износ зубьев при сравнительно малых контактных нагрузках и
отсутствии питинга. В стационарных машинах нагрузку в процессе
установившегося режима работы можно считать приблизительно
постоянной, а поэтому открытые зубчатые передачи рассчитывают
только по напряжениям изгиба с учетом износа зубьев в процессе
эксплуатации.
В машинах в момент пуска, а также реверсивной нагрузки
режим зубчатых колес является переменным с кратковременными
пиковыми нагрузками. Кратковременное действие пиковых нагрузок не оказывает влияния на поверхностную и общую усталостную
прочность зубьев, так как общее число циклов нагружения этих
нагрузок обычно невелико, а поэтому нет необходимости как открытые, так и закрытые передачи проверять на отсутствие хрупкого разрушения или пластических деформаций зубьев от контактных напряжений, а также на отсутствие хрупкого излома или пластических деформаций при изгибе. В большинстве химмашинах,
где имеются перегрузки устанавливают предохранительные устройства, ограничивающие их на приводных валах к отдельным
рабочим органам.
В современной методике расчета основным критерием работоспособности зубчатых передач принята контактная усталость
рабочих поверхностей зубьев.
Червячные передачи характеризуются большими скоростями скольжения в месте контакта червяка и червячного колеса, по76
этому при больших нагрузках в этой зоне может наблюдаться заедание. Так как заедание зависит от контактных напряжений, то
расчет на сопротивление контактной усталости для червячных передач является основным. Критерием работоспособности червячной передачи является прочность зубьев червячного колеса.
6.2. РАСЧЕТ ЗАКРЫТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ
ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
В разделе представлена методика расчета зубчатых цилиндрических колес не зависимо от вида зуба в соответствии с ГОСТ 21354-87.
И с х о д н ы е д а н н ы е:
N1 - мощность на ведущем валу, КВт,
n1, n2 - частота вращения соответственно ведущего и ведомого валов, об/мин или передаточное число u, режим нагрузки и
срок работы проектируемой передачи.
Расчет ведут в следующей последовательности.
1) Определяют вращающийся момент на валу шестерни по
формуле 4.1.
2) Выбирают материал для изготовления шестерни и колеса, см.гл.2.
Зубчатые передачи в большинстве случаев изготавливают
из качественных и легированных сталей, реже из чугуна,
см.табл.2.1-2.2. При небольших нагрузках и средних скоростях
иногда применяют колеса из пластмассы в паре со стальным. В
этих случаях применяют лигнофоль, бакелит, капрон, текстолит.
При проектировании зубчатых колес с твердостью до
НВ350 рекомендуется выбирать материал шестерни на НВ20-30
единиц больше, чем для колеса. Для непрямозубых колес эта разница достигает НВ100 единиц. Это объясняется тем, что зубья
шестерни получают большее число циклов нагружения (в передаточное число раз), чем зубья колес. Механические свойства шестерни должны быть выше колеса, чтобы компенсировать большее
число циклов нагружения. Повысить нагрузочную способность
материала позволяет термическая и химико-термическая обработка.
77
При проектировании зубчатых передач химмашин в большинстве случаев выбирают один и тот же материал для шестерни и
колеса, с одинаковой термообработкой, при этом принимают легированную сталь по механическим свойствам превышающую
НВ350, см.табл.2.1.
Таблица 6.1
Предел выносливости при базовом числе циклов напряжений
Способы термической Средняя тверСталь
σHO, МПа
σFO,
или химико-термичес- дость поверхМПа
кой обработки
ностей зубьев
Нормализация или
<НВ350
Углеродистая 2.НВ+70 1.8.НВ
улучшение
или легированная
Объемная закалка
НВ350-535
1.9.НВ+1
50
Поверхностная закалка
НВ370-600
650
1.8.НВ+2
00
Цементация
НВ550-640
Легированная
750
2.3.НВ
и нитроцементация
3) Определяют допускаемое контактное напряжение
[σ]H = σHO⋅KHL/SH,
(6.1)
где σHO - предел контактной выносливости поверхностей зубьев
при базовом числе циклов напряжений, МПа, табл.6.1.
KHL - коэффициент долговечности определяют по формуле:
K HL = 6 N HO / N HE ,
(6.2)
где NHO - базовое число циклов напряжений
NHO = 30⋅НВ2.4,
(6.3)
6
при твердости >НВ550, принимают NHO = 120⋅10 ,
NHE - эквивалентное число циклов напряжений
NHE = 60⋅T⋅n⋅c,
(6.4)
где n - частота вращения зубчатого колеса, об/мин,
с - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,
Т - время работы передачи, ч.
T = Lг⋅D ⋅ G ⋅ t,
(6.5)
где Lг - ресурс работы машины в годах,
78
D - число рабочих дней в году,
G - число смен,
t - продолжительность работы за смену, ч.
В химическом машиностроении предусмотрен ресурс работы машин, агрегатов и аппаратов более 10000 ч, поэтому для всех
машин, где в приводе зубчатые колеса имеют твердость поверхности зубьев <НВ550 и чатоту вращения n≥8.3 об/мин, коэффициент
долговечности принимают KHL=1. Если твердость зуба колеса
>НВ550, то KHL=1 только при n≥200 об/мин. Однако, имеет место
когда n<200 об/мин при твердости >НВ550. В этом случае KHL>1,
но при однородной структуре материала зубчатых колес коэффициент KHL ограничивают до 2.6, при поверхностном упрочнении
KHL≤1.8, для чугунных колес 1≤KHL≤1.4, для неметаллических
KHL=1.
SH - коэффициент безопасности. Для зубчатых колес с однородной структурой материала, полученных нормализацией или
улучшением SH=1.1, с поверхностным упрочнением зубьев SH=1.2.
При проектировании косозубых и шевронных передач с
разностью твердости ≥НВ100 допускаемое контактное напряжение
принимают меньшим из двух величин, полученных по формулам:
[σ]H = 0.45⋅ ([σ]H1+[σ]H2),
[σ]H = 1.23⋅ [σ]H2.
(6.6)
4) Определяют допускаемое напряжение изгиба зубьев передачи
[σ]F = (σFO⋅KFL⋅KFC/SF) ⋅ YS,
(6.7)
где σFO - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа, см.табл.6.1,
KFL - коэффициент долговечности, определяется по формулам:
при твердости ≤НВ350,
KFL =
при >НВ350 -
6
N F O / N F E ≥1≤2.08,
(6.8)
KFL =
9
N F O / N F E ≥1≤1.63,
(6.9)
.
6
где NFO=4 10 - базовое число циклов напряжений,
79
NFE - эквивалентное число циклов напряжений, определяемое по
формуле 6.4.
Так как NFE=NHE, то при любой твердости поверхностей
зубьев колеса при n≥6.66 об/мин, что соответствует практически
любой химмашине, коэффициент KFL=1. Если все-таки проектируется машина с приводом зубчатых колес n<6.66 об/мин, то KFL вычисляют по формулам 6.8, или 6.9.
KFC - коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки,
KFC=0.7-0.8 (большее значение соответствует материалу с твердостью >НВ350), при одностороннем приложении нагрузки KFC=1.
SF - коэффициент безопасности, равный
SF = SF'⋅SF",
(6.10)
где SF' - коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого
колеса и ответственности зубчатой передачи.
При химико-термической обработке зубьев колеса такой
как нитроцементация и вероятностью неразрушения 0.99 - SF'=1.55,
с вероятностью >0.99 - SF'=1.95. При всех других видах термической и химико-термической обработки зубьев колеса SF'=1.75 при
вероятности неразрушения 0.99 и SF'=2.2 при вероятности >0.99.
Таблица 6.2
Значения коэффициента Ys
m,
мм
1
2
3
Ys
1.1
1.035
1.0
4
5
6
7
0.975 0.96 0.945 0.93
8
9
10
0.92
0.91
0.905
SF" - коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса:
для поковок и штамповок SF"=1,
для проката SF"=1.15,
для литых заготовок SF"=1.3.
Ys - коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений.
Для зубчатых колес из конструкционных сталей Ys определяют в зависимости от модуля, табл.6.2.
80
5) Задают предварительно значение коэффициентов ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния
Ψba и относительно диаметра Ψbd
(6.11)
Ψbd = b/d1,
Ψba = b/a.
(6.12)
где b - ширина венца зубчатого колеса,
d1- диаметр делительной окружности шестерни,
а - межосевое расстояние.
Выбор значений Ψba и Ψbd определяют качество работы передачи, ее КПД, габариты и требования к технологии изготовления, точности монтажа и жесткости конструкции. С увеличением
этих коэффициентов уменьшается масса и габариты передачи, но
повышается концентрация нагрузки. Коэффициент Ψba зависит от
расположения колес относительно опор и от твердости материала,
табл.6.3.
Таблица 6.3
Рекомендуемые значения Ψba
Расположение
зубчатых
Твердость
Ψba
колес относительно опор
Симметричное (C)
Любая
0.315, 0.4, 0.5
Несимметричное (H)
0.315, 0.4
≤НВ350
>НВ350
0.25, 0.315
Консольное (K)
0.25
≤HB350
>HB350
0.2
П р и м е ч а н и е. Для каждой последующей ступени передачи редуктора
Ψba увеличивают на 20-30%, для передвижных зубчатых колес коробок
передач Ψba=0.1-0.2.
Коэффициенты Ψba рекомендуют выбирать в соответствии с
ГОСТ 2185-66 из ряда: 0.1, 0.125, 0.16, 0.2, 0.25, 0.315, 0.4, 0.5, 0.63,
0.8, 1.0, 1.25.
Коэффициент Ψbd определяют по зависимости
Ψbd = 0.5⋅Ψba⋅ (u+1).
(6.13)
6) Для зубчатой передачи ориентировочно определяют межосевое расстояние, мм
2
2
a = Ka⋅ (u+1) ⋅ M 2 K Hβ / ( u Ψba [σ ]H ) ,
(6.14)
81
где Ка=495 - для прямозубой передачи,
Ка=430 - для косозубой и шевронной передачи,
М2 - исходный крутящий момент, НМ, подводимый к зубчатому колесу (нельзя применять за расчетную кратковременную нагрузку,
имеющую место при отклонениях от нормального режима и при пусках),
КНβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по
ширине зубчатого венца, табл.6.4.
Таблица 6.4
Значение коэффициента КНβ
Ψbd
При твердости колес≤HB350
K
H
0.2
1.07
1.02
0.4
1.15
1.04
0.6
1.24
1.06
0.8
1.3
1.08
1.0
1.11
1.2
1.15
К, Н, С - см. табл. 6.3.
C
1.0
1.01
1.02
1.03
1.04
1.05
При твердости колес>HB350
K
1.16
1.33
1.5
-
H
1.04
1.08
1.14
1.21
1.29
1.36
C
1.0
1.02
1.04
1.06
1.09
1.12
При проектировании цилиндрических зубчатых редукторов
с Ψba≤0.3 можно принимать в формуле ориентировачного определения межосевого расстояния КНβ =1. В этом варианте проектирования расчетную величину "a" округляют по ГОСТ 2185-66 только
в большую сторону, так как коэффициент КНβ оказывает влияние
на значение межосевого расстояния "a" в пределах 17%.
7) Выбирают модуль в интервале
m = (0.01÷0.02) ⋅ a
(6.15)
и согласуют по ГОСТ 9563-60:
первый ряд - 0.5, 0.6, 0.8, 1.0, 1.25, 1.5, 2.0, 2.5, 3, 4, 5, 6, 8, 10, 12, 16, 20,
второй ряд - 0.55, 0.7, 0.9, 1.125, 1.375, 1.75, 2.25, 2.75, 3.5, 4.5, 5.5, 7,
9, 11, 14, 18.
П р и м е ч а н и е. Первый ряд предпочтительнее второго.
8) Определяют суммарное число зубьев
ZΣ = 2⋅a/m ,
(6.16)
82
где ZΣ - должно быть целым числом, для шевронных и косозубых
колес со стандартным модулем mn
ZΣ = (2.a/mn) .cosβ,
(6.17)
где β - предварительно выбранный угол наклона линии зуба. Для
косозубых колес β=10°(cos10°= 0.9848), для шевронных колес
β=30° (cos30°=0.866).
9) Определяют число зубьев шестерни и колеса
Z1 = ZΣ/(u+1),
(6.18)
Z2 = ZΣ-Z1,
(6.19)
10) Уточняют передаточное число
u = Z2/Z1.
(6.20)
Анализ полученных по отрасли данных позволяет принять
передаточные числа для цилиндрических передач: 1.4, 1.6, 1.8, 2.0,
2.24, 2.5, 2.8, 3.15, 3.55, 4.0. В соответствии со стандартом границы
значений передаточных чисел шире: 1.0, 1.12, 1.25, 1.4, ........ 4.0,
4.5, 5, 5.6, 6.3, 7.1, 8, 9, 10, 11.2, 12.5.
11) Уточняют межосевое расстояние для прямозубых передач
a = 0.5 ⋅ (Z1+Z2) ⋅ m,
(6.21)
для косозубой и шевронной передачи
(6.22)
a = 0.5 ⋅ (Z1+Z2) ⋅ mn ⋅cosβ.
Значение "а" для цилиндрических передач принимают по
ГОСТ 2185-66.
Первый ряд (предпочтительный): 40, 50, 63, 80, 100, 125,
160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000.
Второй ряд: 140, 180, 225, 280, 355, 450, 560, 710, 900.
После принятого значения "а" для косозубой и шевронной
передач вычисляют угол наклона зуба
β = arc cos(0.5 ⋅ (Z1+Z2)⋅ mn/a).
(6.23)
12) Вычисляют параметры зубчатых колес, рис.6.2, в соответствии с ГОСТ 16532-70, табл.6.5.
83
Таблица 6.5
Геометрические параметры цилиндрической косозубой передачи
Параметр
Обозначения
Расчетные формулы
Нормальный модуль
Торцовый модуль
Делительный диаметр
Диаметр вершин зубьев
Диаметр впадин зубьев
Шаг нормальный
Шаг торцовый
Окружная толщина
зубьев
Ширина впадин зубьев
Высота зуба
Высота ножки зуба
Высота головки зуба
Радиальный зазор
Ширина венца
Межосевое расстояние
mn'
mt
d
da
df
tn
tt
S
mn=tn/π
mt=mn/cosβ
d=mt⋅Z=mn⋅Z/cosβ
da=mt⋅Z+2⋅mn=mn⋅ (Z/cosβ+2)
df=mt⋅Z-2.5⋅mn=mn⋅ (Z/cosβ-2.5)
tn=mn⋅π
tt=tn/cosβ
S=mn⋅π/2
е
h
hf"
ha"
c
b
a
e=S=mn⋅π/2
h=2.25⋅mn
hf=1.25⋅mn
ha=mn
c=0.25⋅mn
b=a-Ψba
a=0.5⋅ (Z1+Z2) ⋅ mn/cosβ
' - для прямозубых цилиндрических передач m=mt=mn и β=0°,
" - у колес с укороченными зубьями ha=0.8m, nf=m.
Ширину шестерни b1 рекомендуют проектировать на (2-5)
мм больше ширины колеса b2, так как возможна осевая "игра" передачи и неточность сборки, b1 и b2 -должны быть выражены целыми числами.
13) Определяют окружную скорость передачи
V = d1⋅n1⋅π/60.
(6.24)
14) Задают степень точности изготовления зубчатой передачи, которая регламентируется ГОСТ 1643-81.
Всего предусмотрено 12 степеней точности. Степень точности закрытых передач зависит от ее назначения, возможности производства, условий работы и окружной скорости V.
84
Рекомендуют принимать:
V≤5м/с
V > 5м/с
Цилиндрическая прямозубая
8 ст.
7 ст.
Цилиндрическая косозубая, шевронная
8 ст.
8 ст.
Цилиндрическая прямозубая, открытая
9 ст.
15) Определяют силы, действующие в зацеплении, см. рис.
6.2. В прямозубой и шевронной цилиндрической передачах в месте
контакта зубьев зацепляющихся колес возникает окружная сила
P = 2⋅M/d,
(6.25)
и радиальная сила
Fr = P⋅tgα,
(6.26)
где α - угол зацепления, в большинстве случаев α=20°.
В шевронной передаче, хотя и возникают еще две осевые
силы, но они взаимоуничтожаются, так как равны по величине и
направлены по одной линии в разные стороны.
В косозубой передаче помимо двух вышеуказанных сил
возникает в зацеплении осевая сила
Fa = P⋅tgβ.
(6.27)
16) Проверяют расчетные контактные напряжения
σH = (6160⋅ZH⋅Zε/a) ⋅ M 2 (u + 1) 3 K H α ⋅ K H β ⋅ K HV / (bu 2 ), (6.28)
где σH в МПа, а в мм, М2 в Нм, b в мм.
ZH - коэффициент формы сопряженных поверхностей зуба
ZH = 2 cos β / sin 2α ,
(6.29)
где β - угол наклона зуба,
α - угол зацепления (α=20°),
ZH=1.76 - для прямозубой передачи,
Zε - коэффициент суммарной длины контактных линий.
Этот коэффициент определяется по формулам: для прямозубой
передачи
Zε = (4 − ε α ) / 3 ,
(6.30)
для косозубой и шевронной передач при коэффициенте осевого
перекрытия εβ≥0.9
Zε = 1/ ε α ,
(6.31)
85
где εα - коэффициент торцового перекрытия, при X1+X2=0 (зубчатые колеса выполняются без смещения) приближенно определяют
по формуле:
Рис.6.2. Геометрические параметры цилиндрической передачи.
εα = (1.88-3.2⋅ (1/Z1+1/Z2)) ⋅ cosβ.
86
(6.32)
KHα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки
между зубьями. Для прямозубых передач KHα=1. Для косозубых и
шевронных передач KHα находят по табл.6.6.
Степень
точности
6
7
8
9
Таблица 6.6
Значения коэффициента KHα
При окружной скорости V (м/с)
5
10
15
20
1.018
1.028
1.04
1.052
1.046
1.07
1.095
1.12
1.094
1.13
1.16
-
KHβ - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца, см. табл. 6.4.
KHV - коэффициент динамической нагрузки, возникающей в
зацеплении, табл. 6.7.
Таблица 6.7
Значения коэффициента KHV
Вид зубчатых колес
Твердость
и окружная скорость V
зубьев
Прямозубые, V≤5 м/с
≤HB350
>HB350
Любая
Косозубые и шевронные, V≤10 м/с
Косозубые и шевронные, V=(10-20)
≤HB350
м/с
>HB350
KHV
1.05
1.10
1.0
1.05
1.10
Величина расчетных контактных напряжений σH должна
быть в пределах 0.85.[σ]H≤σH≤1.05.[σ]H. Если неравенство не удовлетворяет расчетным величинам, то необходимо изменить ширину
зубчатого венца в пределах рекомендуемых значений Ψba,
см.табл.6.3. В ином случае надо изменить параметры "m" и "а" или
материал и термообработку.
17) Проверяют расчетные изгибные напряжения, МПа
σF = YF⋅Yβ⋅2000⋅M⋅KFα⋅KFβ⋅KFv/(b⋅d⋅m),
(6.33)
где М в Нм, b,d,m в мм.
87
YF - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев
(6.34)
Zэкв=Z/cosβ 3.
Для зубчатых колес выполненных без смещения YF имеет
значения, приведенные в табл.6.8 в соответствии с ГОСТ 21354-87.
Таблица 6.8
Z или Zэкв
YF
17
4.28
Значения коэффициента YF
20 25 30
40
50
60
4.09 3.9 3.8
3.7 3.66 3.62
80
3.61
100 и более
3.6
Yβ - коэффициент наклона зуба. Для прямозубых передач
Yβ=1, для косозубых и шевронных передач определяют по формуле:
Yβ = 1-β/140,
(6.35)
где β - в градусах.
KFα - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности изготовления зубчатых колес:
KFα=0.72 при 6 ст. точности,
KFα=0.81 при 7 ст. точности,
KFα=0.91 при 8 ст. точности,
KFα=1.0 при 9 ст. точности.
KFβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по
ширине венца, табл.6.9.
Таблица 6.9
Значения коэффициента KFβ
При твердости колес >HB350
Ψbd
При твердости колес ≤HB350
C
Н
К
С
Н
К
0.2
1.00
1.04
1.08
1.03
1.05
1.25
0.4
1.03
1.07
1.28
1.07
1.10
1.58
0.6
1.05
1.12
1.50
1.09
1.18
1.86
0.8
1.08
1.17
1.75
1.13
1.28
1.0
1.10
1.23
2.03
1.20
1.40
1.2
1.15
1.30
1.30
1.53
П р и м е ч а н и е. См.табл.6.3.
KFV - коэффициент динамической нагрузки, табл.6.10.
88
Таблица 6.10
Ориентировачное значение коэффициента KFv
Степень
Твердость
KFv при окружной скорости V
точности
зубьев
до 3 м/с
(3-8) м/с
(8-12) м/с
6
1/1
1.2/1
1.3/1.1
≤HB350
6
>HB350
1/1
1.15/1
1.25/1
7
1.15/1
1.35/1
1.45/1.2
≤HB350
7
>HB350
1.15/1
1.25/1
1.35/1.1
8
1.25/1.1
1.45/1.3
-/1.4
≤HB350
8
>HB350
1.2/1.1
1.35/1.2
-/1.3
П р и м е ч а н и е. В числителе значения для прямозубой передачи, в знаменателе для косозубой и шевронной.
Следует учесть, что расчетные изгибные напряжения вычисляются для шестерни или колеса передачи в зависимости от
отношения [σ]F/YF и по меньшему производят расчет.
При проверке зубьев на изгиб обычно оказывается, что расчетные напряжения изгиба σF значительно меньше допускаемых
[σ]F. Это является закономерностью и поэтому параметры передачи
не следует изменять.
6.3. РАСЧЕТ ОТКРЫТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ
ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Обычно открытые зубчатые передачи проектируют с прямым зубом и проводят расчет только на выносливость по напряжениям изгиба в следующем порядке.
1) Выбирают материал. Материалом для этих передач помимо стали может быть чугун, так как он обладает фрикционными
свойствами, хорошо обрабатывается, является более дешевым материалом, см.гл.2.
2) Задают число зубьев шестерни Z1=17÷22.
3) Определяют число зубьев колеса Z2, см. 6.20.
4) Вычисляют допускаемые изгибные напряжения [σ]F для
шестерни и колеса, см.6.7.
89
5) По шестерне или колесу необходимо выполнить расчет
на прочность по изгибу зуба. Для этого вычисляют отношение
[σ]F/YF колеса и шестерни и по меньшему производят расчет.
6) Вычисляют модуль передачи, исходя из условия допускаемого изгибного напряжения
m = Km⋅ 3 M ⋅ K Fβ ⋅ YF / ( z 2 ψ bd [σ ]F ) ,
(6.36)
где M в Нм, [σ]F в МПа, m в мм.
Для прямозубой передачи Km=1.4. Учитывая повышенный
износ зубьев открытых передач, значение "m" увеличивают в (1.52) раза и затем округляют до стандартной величины по ГОСТ 956360, см.гл.6.2, п.7.
7) Определяют геометрические параметры зубчатых колес,
см.гл.6.2, п.12.
8)Проводят проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба, см.6.33.
Для открытой передачи KFv=1. Нет необходимости в пересчете, если σF>[σ]F в пределах 5%.
6.4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТЫХ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Расчет конических передач подобен расчету цилиндрических, так как пространственное коническое зацепление можно заменить эквивалентным плоским зацеплением цилиндрических
эвольвентных колес, рис.6.3.
Для равносмещенных и не смещенных передач (X1+X2=0)
радиус делительной окружности эквивалентного цилиндрического
колеса равен длине образующей дополнительного конуса, образующая которого перпендикулярна образующей делительного конуса. Поэтому на делительной окружности эквивалентного цилиндрического колеса размещается большее число зубьев того же шага, чем на делительной окружности конического колеса. Эквивалентное число зубьев мнимого цилиндрического колеса в 1/cosδ
раз больше количества зубьев конического колеса, где δ - угол делительного конуса. При этом на основе опытных данных принимают, что конические прямозубые передачи могут передавать на90
грузку, равную 0.85 от допускаемой нагрузки эквивалентной цилиндрической передачи, а конические передачи с круговыми зубьями могут передавать нагрузку в 1.45 раз большую, чем прямозубые конические передачи.
Исходными данными являются те же параметры, что и для
цилиндрической передачи. Расчет конических передач производят
в следующем порядке.
1) Выбирают материал для изготовления зубчатых колес,
см.гл.2, 6.2, п.2.
2) Определяют допускаемое контактное напряжение [σ]H,
см.6.1.
3) Определяют допускаемое напряжение изгиба зубьев передачи [σ]F, см.6.7.
4) Для закрытой конической передачи ориентировачно оп-
Рис.6.3. Эквивалентные зубчатые передачи.
91
ределяют значение внешнего делительного диаметра колеса de2 из
условия эквивалентности с цилиндрической передачей. Так как,
см.рис.6.3
dц2экв = d2/cosδ2 = de2⋅ (1-0.5⋅Kbe)/cosδ2 ,
(6.37)
то a = de2⋅(1-0.5⋅Kbe)⋅(u+1)/(2⋅u⋅cosδ2) ,
(6.38)
где δ2 - угол делительного конуса колеса
δ2 = arc tgu ,
(6.39)
Kbe - коэффициент ширины зубчатого венца.
При проектировании зубчатых передач с параметрами по
ГОСТ 12289-76 рекомендуют принимать Kbe=0.285.
Определим ориентировочно внешний делительный диаметр
колеса с прямым и кривым зубом
2
3
(6.40)
de2 = 1800⋅ K Hβ ⋅ M 2 ⋅ u / ([σ ]H ⋅ ξ ) ,
где ξ - коэффициент, принимаемый для конических колес с прямым зубом, равным 1 и с круговым зубом, равным 1.45.
Таблица 6.11
Номинальные значения внешнего делительного диаметра колеса
и ширины зубчатого венца
Ширина зубчатого венца b, мм для номинальных передаточных чисел u
de2,
мм
50
56
63
71
80
90
100
112
125
140
160
180
200
225
250
280
315
355
400
450
500
1
10
11
13
14
16
18
20
22
25
28
32
36
40
45
50
55
65
70
80
90
100
1.12 1.25
9.5
9
10.5 10
12 11.5
14
13
15
15
17
16
19
18
21
20
24
22
26
26
30
30
34
32
38
38
42
42
48
45
52
52
60
60
70
65
75
75
85
80
95
90
1.4
9
10
11
12
14
16
18
20
22
24
28
32
34
40
45
50
55
63
70
80
90
1.6 1.8 2.0 2.24
8.5
9.5
10.5 10
10
12 11.5 11.5
13
13
13
12
15
15
15
14
17
16
16
16
19
18
18
17
21
20
20
19
22
22
22
22
28
26
25
25
30
30
28
28
34
32
32
32
38
36
36
36
42
40
40
40
48
45
45
45
52
52
50
50
60
60
55
55
70
65
63
63
75
75
70
70
85
80
80
80
92
2.5
2.8
12
14
15
17
19
21
25
28
30
34
38
42
48
55
60
70
75
15
17
19
21
24
28
30
34
38
42
48
55
60
70
75
3.15 3.55
15
17
19
21
24
26
30
34
38
42
48
55
60
65
75
19
21
24
26
30
34
38
42
48
52
60
65
75
4
4.5
5
18
21
24
26
30
32
36
42
45
52
60
65
75
20
24
26
30
32
36
40
45
52
60
65
75
24
26
30
32
36
40
45
52
60
65
75
Коэффициент 1800 вычислен для стальных зубчатых колес.
Для колес с круговым зубом
KP
(6.41)
K = K Hβ ,
Hβ
Коэффициент KHβ определяется по табл.6.4 в зависимости от
(6.42)
Ψbd = 0.5⋅Kве⋅ (u+1) ,
Для косозубой конической передачи
d e2 = 15643 K Hβ ⋅ M 2 ⋅ u / [σ ]2H ⋅ H ,
(6.43)
Полученное значение de2 следует округлить до стандартного
по ГОСТ 12289-76, табл.6.11.
5) Выбирают из табл.6.11 ширину зубчатого венца b в зависимости от u и de2.
6) Определяют числа зубьев колес.
Для шестерни
Z1min ≥ 17⋅cosδ1⋅cos3β ,
(6.44)
где δ1=90°-δ2 - угол делительного конуса шестерни,
β - угол наклона зуба колеса.
Существуют практические рекомендации для выбора числа
зубьев шестерни Z1 в зависимости от u и de1=de2/u, табл.6.12.
Таблица 6.12
Рекомендуемые числа зубьев Z1
d e1
u
1
2
3
4
6
50
23
20
18
16
15
100
25
21
20
18
17
150
27
23
22
20
19
200
30
26
24
20
21
250
33
29
27
25
24
300
37
33
31
29
27
Число зубьев колеса определяют по известной формуле
Z2 = Z1.u .
7) Определяют внешний окружной модуль. Для колес с прямым
зубом
me = de2/Z2 ,
(6.45)
с косым или круговым зубом
mte = de2/Z2 ,
(6.46)
93
Таблица 6.13
Расчет основных геометрических параметров конических передач
при δ1+δ2=90°
Параметры
Прямозубых
Внешний делительный диаметр
Внешнее конусное расстояние
de1=me.Z1
de2=me.Z2
Re=0.5.me.ZΣ
Формулы
Косозубых,с круговым
зубом
de1=mte⋅Z1
de2=mte⋅Z2
Re=0.5⋅mte⋅ZΣ
ZΣ= Z12 + Z 22
Ширина зубчатого венца
Среднее конусное расстояние
Средний окружной "m" и
нормальный "mn" модули
Средний угол наклона зуба
Средний делительный диаметр
Внешняя высота зуба
Внешняя высота головки зуба
Внешняя высота ножки зуба
Коэффициент
радиального
смещения у шестерни
Коэф. тангенц. смещения у
шестерни при u>2.5
b=Kbe.Re
(b≤10⋅mte)
R=Re-0.5⋅b
m=me.R/Re=
mn=(mte⋅R/Re) ⋅ cosβ=
=me.(1-0.5.Kbe)
=(mte-b/Z∑)⋅cosβ
β=(15-30)° - для косозубых колес β=35° - для
колес с круговым зубом
d1=m.Z1
d1=mn⋅Z1/cosβ
d2=m.Z2
d2=mn⋅Z2/cosβ
he=2.2.me
he=2.mte⋅ (cosβ+0.1)
hae=me
hae1=mte⋅cosβ⋅ (1+x1) hae2=
=mte⋅cosβ-hae1
hfe1=he-hae1 hfe2=he-hae2
hfe=1.2.me
x1 = 2(1 − 1 / u2 ) cos3 β / z1
при β=15°÷29°
xτ1=0.07+0.01⋅ (u-2.5) при
β=29°÷40°
xτ1=0.11+0.01.(u-2.5)
dae1=de1+2.hae1.cosδ1
dae2=de2+2.hae2⋅cosδ2
θa1=θf2, θa2=θf1
θf1=arctg(hfe1/Re),
θf2=arctg(hfe2/Re)
Внешний диаметр
вершин зубьев
Угол головки зуба
Угол ножки зуба
Полученные значения модулей не округляют до стандартных
величин, так как одним и тем же режущим инструментом можно изготовить конические колеса с любым модулем. Принимают внешний
94
окружной модуль для прямозубых и косозубых колес m≥1.5 мм, для
колес с круговым зубом - m≥2 мм.
8) Вычисляют основные геометрические параметры конических колес, рис.6.4, с прямыми зубьями в соответствии с ГОСТ
19624-74, с круговыми зубьями в соответствии с ГОСТ 19326-73,
табл.6.13.
9) Определяют усилия, действующие в контакте зубьев зацепляющихся конических колес, см.рис.6.4.
В зацеплении конической зубчатой передачи возникают три
силы: окружная Р, см.6.25, радиальная Fr и осевая Fa.
Для шестерни:
Fr = P1⋅(tgα⋅cosδ1±sinβ⋅sinδ1)/cosβ,
(6.47)
Рис.6.4. Геометрические параметры конической передачи.
95
Fa= P1⋅(tgα⋅sinδ1±sinβ⋅sinδ1)/cosβ,
(6.48)
Для колеса:
Fr = P2⋅ (tgα⋅cosδ2±sinβ⋅sinδ2)/cosβ,
(6.49)
Fa = P2⋅(tgα⋅sinδ2±sinβ⋅sinδ2)/cosβ,
(6.50)
Если направления вращения колеса и винтовой линии сечения кругового зуба совпадают, то в формулах 6.47÷6.50 надо брать
верхний знак, в противном случае - нижний.
10) Определяют окружную скорость передачи, см.6.24.
11) Задают степень точности изготовления зубчатой передачи. Рекомендуют для конической прямозубой передачи
при V≤5 м/с - 7 ст. точности, для косозубых и колес с круговым зубом - 8 ст. точности. Открытые конические передачи изготавливают по 9 ст. точности.
12) Проверяют расчетное контактное напряжение по формуле полученной из 6.28, при β=0, ZH=1.76 и учетом опытного коэффициента 0.85 [9].
3
σH=73200 M 2 ⋅ K Hα ⋅ K Hβ ⋅ K HV ⋅ u / (d e 2ξ ) ,
(6.51)
Необходимо, чтобы 0.85⋅ [σ]H≤ σH≤1.05⋅[ σ]H
13) Проверяют расчетное изгибное напряжение по формуле,
полученной из 6.33. Расчет производят по шестерни или колесу в
зависимости от меньшей величины отношения [ σ]F/YF
σF = 2720⋅M⋅YF⋅Yβ⋅KFα⋅KFβ⋅KFV/(de⋅b⋅mte⋅ξ),
(6.52)
kp
Для конических колес с круговым зубом K Fβ = K Fβ . Коэффициент YF находят в зависимости от эквивалентного числа
зубьев для прямозубых конических колес, см.табл.6.8
Zэкв = Z/cosδ,
(6.53)
для колеса с круговым зубом и косозубых колес
Zэкв = Z/(0.55⋅cosδ).
(6.54)
Необходимо, чтобы σF≤[σ]F.
96
6.5. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПРЯМОЗУБОЙ КОНИЧЕСКОЙ
ПЕРЕДАЧИ
Расчет открытой прямозубой конической передачи производят в той же последовательности, что и расчет открытой цилиндрической передачи, см.гл.6.3.
1) Выбирают материал передачи.
2) Задают число зубьев шестерни Z1, см. гл. 6.4, п. 6, и определяют число зубьев колеса Z2.
3) Вычисляют допускаемые изгибные напряжения [σ]F,
см.6.7, и определяют по какому зубу колеса или шестерни
необходимо выполнить расчет.
4) Вычисляют модуль передачи по формуле:
(6.55)
m = 148
. ⋅ 3 M ⋅ K Fβ ⋅ YF / ( z 2 ψ bd [σ]F ) .
5) Определяют геометрические параметры передачи, см.
табл. 6.13.
6) Проверяют зубья колеса на выносливость по напряжениям изгиба, см.6.52. Необходимо, чтобы σF≤1.05⋅ [σ]F.
6.6. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
В главе рассмотрен расчет наиболее употребительных передач закрытого типа с цилиндрическим архимедовым червяком винт с трапецеидальной резьбой. Так как критерием работоспособности червячной передачи является прочность зубьев червячного
колеса, поэтому расчет проводят по зубьям колеса. Исходные данные см.гл.6.2.
Расчет ведут в следующем порядке.
1) Выбирают материал червячной передачи, см.гл.2. Материалы в червячной передаче должны иметь низкий коэффициент
трения, обладать повышенной износоустойчивостью и пониженной
склонностью к заеданию. Обычно для этого принимают разнородные материалы.
97
Червяки, в основном, изготавливают из конструкционных
сталей с соответствующей термообработкой не ниже НВ420: сталь
45, 50, 20Х, 40Х, 40ХН, 18ХГТ и др.
Червячные колеса или их венцы изготовляют только из антифрикционных материалов. При скорости скольжения Vs≤2 м/с
червячные колеса изготавливают из чугуна марок СЧ15, СЧ18,
СЧ21 и др. При Vs>2 м/с червячные колеса проектируют составными: для 2<Vs≤6 м/с венец изготовляют из бронзы марок
БрА9Ж3Л, БрА10Ж4Н4Л и др., для 6<Vs≤25 м/с - БрО10Ф1,
БрОНФ и др.
2) Определяют приближенно скорость скольжения в передаче
VS = (3.7 ÷ 4.6)10−4 n1 3 M 2 ,
(6.56)
где Vs в м/с, n1 в об/мин, М2 в Нм.
Меньшие скорости применяют для передач небольшой
мощности.
3) Определяют допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса.
Для колес из оловянной бронзы при шлифованных и полированных червяках с твердостью поверхности витков >НВ420
(6.57)
[σ]H2 = 0.9σb2⋅KHL≤4⋅σT2,
где σb2, σT2 - соответственно предел прочности и текучести материала, см.табл.2.3.
Коэффициент долговечности определяют по формуле:
K HL = 8 107 / N HE2 ,
(6.58)
В этой формуле N HE 2 - эквивалентное число циклов напряжения червячного колеса
N HE 2 = 60⋅T⋅n2 ,
(6.59)
где Т - время работы передачи, определяется по формуле 6.5. Коэффициент долговечности для червячной передачи должен быть в
пределах 0.67≤KHL≤1.15.
Для колес из безоловянной бронзы при шлифованных и полированных червяках с твердостью поверхности витков ≥HB420
при Vs≤6 м/с - [σ]H2 = 300-25⋅Vs. Напряжение [σ]H2 не должно превышать 2⋅σT2.
98
Для колес из серого чугуна при стальном червяке и Vs≤2
м/с - [σ]H2=(75÷185) Мпа.
4) Определяют допускаемое изгибное напряжение для зубьев колеса.
Для зубьев бронзовых червячных колес при нереверсивной
нагрузке:
[σo]F2 = (0.25⋅σT2+0.08⋅σв2) ⋅ KFL,
(6.60)
где KFL - коэффициент долговечности, определяемый по формуле:
K FL = 9 106 / N FE 2 ,
(6.61)
где N FE 2 - эквивалентное число циклов напряжений, N FE 2 = N HE 2 ,
см.формулу 6.59.
Коэффициент долговечности для червячной передачи должен быть в пределах 0.543≤KFL≤1.
Для передач с чугунными колесами KFL=1.
При реверсивной симметричной нагрузке
[σ-1]F2 = 0.16⋅σв2⋅KFL,
(6.62)
Для колес из серого чугуна
[σ-1]F2 = 0.075⋅σu2,
(6.63)
где σu2 - предел прочности при изгибе, см.табл.2.2.
5) Задают число заходов червяка Z1 и определяют число
зубьев червячного колеса Z2. По ГОСТ 2144-76 предусмотрено Z1 =
1,2,4. С увеличением числа заходов червяка возрастает угол подъема винтовой линии, что повышает КПД, но при этом несколько
увеличиваются габариты передачи. В силовых червячных передачах не рекомендуется принимать однозаходный червяк. Однако
при больших передаточных числах в червячных передачах, где
требуется самоторможение, применение однозаходного червяка
необходимо.
Ориентировачное
значение
КПД:
Z1=1
КПД=0.7÷0.75, Z1=2 - КПД=0.75÷0.82 , Z1=4 - КПД=0.82÷0.92.
В зависимости от принятой величины Z1 определяют Z2 =
Z1⋅u. С целью повышения КПД Z2 ограничивают в пределах
32≤Z2≤50, для передач большой мощности N>15 КВт - 50≤Z2≤80.
Полученное значение округляют до ближайшего из ряда по ГОСТ
2144-76: 32, 36, 40, 46, 50, 58, 63, 73, 80, и уточняют u, которое не
99
должно иметь расхождения от номинального, табл.6.14, более чем
на 4%.
Таблица 6.14
Значения передаточных чисел червячных цилиндрических
передач ГОСТ 2144-76
Первый
8
10 12.5 16 20
25 31.5 40 50
63 80
ряд
Второй
9 11.2 14 18 22.4 28 35.5 45 56
71
-ряд
П р и м е ч а н и е. Первый ряд предпочтительнее второго ряда.
6) Принимают значение коэффициента диаметра червяка
q ≈ 0.25⋅Z2,
(6.64)
Его значение округляют по ГОСТ 19672-74 из ряда: (7.1), 8,
(9), 10, (11.2), 12.5, (14), 16, (18), 20, (22.4), 25. Предпочтительнее
значения без скобок.
7) Вычисляют межосевое расстояние по формуле [10]:
(6.65)
a = ( Z 2 / q + 1) 3 (5400 / (( Z 2 / q ) ⋅ [σ ] H )) 2 K Hβ ⋅ K HV ⋅ M 2 ,
2
где а в мм, [σ ] H в МПа, М2 в Нм.
Так как зубья червячного колеса обладают способностью
прирабатываться, то коэффициент неравномерности распределения
нагрузки KHβ при постоянной нагрузке принимают KHβ=1.
Коэффициент динамической нагрузки KHV при качественно
изготовленной передаче принимают KHV=1, если V2≤3 м/с, при
V2>3 м/с - KHV≈1.0÷1.3.
8) Определяют осевой модуль зацепления
m = 2⋅a/(Z2+q) ,
(6.66)
и округляют до стандартного значения по ГОСТ 19672-74:
1, 1.25, (1.5), 1.6, 2, 2.5, (3), 3.15, (3.5), 4, 5, (6), 6.3, (7), 8, 10, (12),
12.5, 16, 20.
Предпочтительнее значения без скобок.
9) Уточняют коэффициент диаметра червяка по ГОСТ 214476, табл. 6.15, межосевое расстояние в зависимости от принятого
модуля и числа зубьев червячного колеса.
2
100
Таблица 6.15
Значения коэффициента диаметра червяка q ГОСТ 2144-76
m = 1 - q = 16, 20,
m = 1.25 - q = 12.5, 16, 20,
m = 1.6 - q = 10, 12.5, 16, 20,
m = 2, 2.5, 3.15, 4, 5 - q = 8, 10, 12.5, 16, 20,
m = 6.3 - q = 8, 10, 12.5, 14, 16, 20,
m = 8, 10, 12.5, 16 - q = 8, 10, 12.5, 16, 20,
m = 20 - q = 8, 10.
При выборе q необходимо учитывать влияние на КПД передачи, жесткость и прочность червяка. С уменьшением q - увеличивается КПД, но жесткость и прочность тела червяка при этом снижаются.
Межосевое расстояние уточняют по формуле:
a = 0.5⋅m⋅ (Z2+q) .
(6.67)
Если при проектировании червячного редуктора используют
унифицированные корпусные детали, то полученное значение округляют до ближайшего стандартного, при этом может возникнуть
необходимость смещения при нарезании зубчатого колеса. Коэффициент смещения
x = (a/m)-0.5⋅ (Z2+q).
(6.68)
Он должен быть в пределах -1≤x≤1. Если величина x выходит за
пределы, то выбирают другое значение q.
10) Определяют длину нарезанной части червяка b1,
табл.6.16. В передачах со смещением червяк остается неизменным
кроме величины b1.
Таблица 6.16
Длина нарезанной части червяка b1 по ГОСТ 19650-74
x
b1
при Z1 = 1, 2,
при Z1 = 4
-1
≥(10.5+Z1) ⋅ m
≥(10.5+Z1) ⋅ m
-0.5
≥(8+0.06.Z2) ⋅ m
≥(9.5+0.09.Z2) ⋅ m
0
≥(11+0.06.Z2) ⋅m
≥ (12.5+0.09.Z2) ⋅ m
.
+0.5
≥(11+0.1 Z2) ⋅ m
≥(12.5+0.1.Z2) ⋅ m
.
+1
≥(12+0.1 Z2) ⋅ m
≥(13+0.1.Z2) ⋅ m
П р и м е ч а н и е. При промежуточном значении коэффициента x длина
выбирается большая из соответствующего промежутка, для шлифуемых и
101
фрезеруемых червяков полученную величину b1 увеличивают при m<10
мм на 25 мм, при m≥(10÷16) мм - на (35÷40) мм и при m>16 мм - на 50 мм.
11) Определяют параметры червячной передачи по ГОСТ
19650-74, табл.6.17, рис.6.5.
Таблица 6.17
Формулы для определения основных параметров червячной
передачи
Параметр
Расчетные формулы
Делительный диаметр червяка
d1 = q⋅m
Делительный диаметр червячного колеса
d2 = Z2⋅m
Начальный диаметр червяка
dw1 = (q+2⋅x) ⋅ m
Делительный угол подъема линии витка
tgγ = Z1/q
Начальный угол подъема линии витка
tgγw = Z1⋅m/dw1
Диаметр вершин витков червяка
da1 = d1+2⋅m
Диаметр впадин червяка
df1 = d1-2.4⋅m
Диаметр вершин зубьев червячного колеса
da2 = (Z2+2+2⋅x) ⋅ m
Диаметр впадин червячного колеса
df2 = (Z2-2.4+2⋅x) ⋅ m
Наибольший диаметр червячного колеса
dmax≤da2+6⋅m/(Z1+2)
Длина нарезанной части червяка
См. табл.6.16.
12) Вычисляют окружную скорость скольжения в передаче
Vs = (π⋅d1⋅n1/6⋅104)) ⋅ cosγ,
(6.69)
где Vs в м/с, d1 в мм, n1 в об/мин.
13) Определяют КПД передачи
η = (0.95-0.96) ⋅tgγ/tg(γ+ρ),
(6.70)
где ρ - приведенный угол трения, табл.6.18.
Vs, м/с
0.01
0.1
0.25
0.5
1.0
1.5
Таблица 6.18
Значения приведенного угла трения
Vs, м/с
ρ в градусах,
ρ в градусах, минуминутах
тах
6.17-6.51
2.0
2.0-2.35
4.34-5.09
2.5
1.43-2.17
3.43-4.17
3.0
1.36-2.0
3.09-3.43
4.0
1.19-1.43
2.36-3.09
7.0
1.02-1.29
2.17-2.62
10
0.55-1.23
102
Если величина КПД выходит за пределы принятого при выборе числа заходов червяка, см.6.5, п.5, то уточняют передаваемый
момент на червяке
M1 = M2/(u⋅η) .
(6.71)
Рис.6.5. Геометрические параметры червячной передачи.
14) Определяют силы, действующие в зацеплении,
см.рис.6.5.
В зацеплении червячной передачи возникают три силы:
окружная P2 = Fa1 = 2⋅M2/d2,
(6.72)
радиальная Fr2 = Fr1 = P2⋅tgα,
(6.73)
осевая Fa2 = P1 = 2⋅M1/d1,
(6.74)
103
15) Проверяют расчетное контактное напряжение[10]
(6.75)
σ H = 5400 / ( Z 2 / q ) ⋅ (((Z 2 / q ) + 1) / a) 3 ⋅ K Hβ ⋅ K HV ⋅ M 2 ,
2
где σ H 2 в МПа, а в мм, М2 в Нм.
Расчетное контактное напряжение должно быть в пределах
0.85. [σ ] H 2 ≤ σ H 2 ≤1.05⋅ [σ ] H 2 ,
в ином случае необходимо изменить параметры передачи или выбрать материал с более высокими механическими свойствами.
16) Проверяют зубья червячного колеса на изгибную выносливость
σ F2 = 1500⋅ YF2 ⋅KFβ⋅KFV⋅M2⋅cosγ/(d1⋅d2.m),
(6.76)
где σ F2 в МПа, М2 в Нм, d1 и d2, а также m в мм.
KFβ=KHβ и KFV=KHV.
YF2 - коэффициент формы зуба червячного колеса, зависящий от
эквивалентного числа зубьев колеса, табл.6.19.
Zэкв = Z2⋅cos3γ,
(6.77)
Таблица 6.19
Значения коэффициента формы зуба
Zэкв
YF2
Zэкв
YF2
20
1.98
24
1.88
26
1.85
28
1.80
30
1.76
60
1.40
80
1.34
100
1.30
150
1.27
300
1.24
32
1.71
35
1.64
YF2
37
1.61
40
1.55
45
1.48
50
1.45
Если σ F2 > [σ ] F2 , то выносливость зуба на изгиб можно повысить увеличением m или выбором материала с более высокими
механическими свойствами.
17) Проводят тепловой расчет передачи.
В червячной передаче имеют место большие потери мощности на трение, вследствие этого наблюдаются значительные тепловыделения. Смазочные свойства масел при температуре больше
критической теряются и поэтому может произойти заедание в червячной паре и выхода ее из строя. Для обеспечения нормальной
104
работы необходимо произвести тепловой расчет, то есть определяют температуру масла в редукторе
(6.78)
tм = N1⋅ (1-η)/(Kt⋅F)+tв≤[t]м,
где N1 - мощность, передаваемая червяком, Вт,
Kt - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2.°C), при хорошей циркуляции воздуха - Kt=14÷17,5, при плохой - Kt=8÷10.5,
F - площадь поверхности корпуса редуктора, м2, кроме поверхности
дна,
F ≈ 12⋅a1.71,
(6.79)
где а - межосевое расстояние в м,
tв - температура окружающего воздуха, °С,
[t]м - допускаемая температура нагрева масла в редукторе, для
обычных редукторных масел - [t]м=(80÷90)°C
При условии tм>[t]м увеличивают поверхность охлаждения,
путем доплнительного оребрения, либо применяют искусственное
обдувание корпуса редуктора. Можно применять также циркуляционный способ смазки передачи с последующим охдаждением
масла или змеевиковый способ охлаждения с циркулирующей водой.
6.7. КОНСТРУКЦИИ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ КОЛЕС
В мелкосерийном производстве стальные зубчатые колеса
диаметром d<150 мм изготовляют точением, при d>150 мм колеса
изготовляют ковкой, штамповкой или литьем. При индивидуальном или мелкосерийном производстве зубчатые колеса больших
диаметров целесообразно изготовлять сварными.
Зубчатое колесо может быть изготовлено съемным или заодно с валом. Заодно с валом колесо выполняется в том случае,
если расстояние по радиусу от диаметра впадин df до паза под
шпонку ≤ 2.5⋅m, и съемным, если это расстояние >2.5⋅m, где m модуль.
Червячные колеса выполняют цельнолитыми из чугуна и
составными с бронзовым венцом и чугунным центром. Составные
колеса проектируют с целью экономии дорогостоящего цветного
металла. Конструктивно соединение венец-центр червячного коле105
са выполняют путем болтового соединения, напрессовки чаще с
фиксирующими винтами, а также путем литья бронзового венца
непосредственно на чугунный центр колеса. Фиксирующие винты
в соединении венец-центр подбирают из расчета по напряжению
среза, а отверстия в венце (по более мягкому материалу) проверяют
из расчера на смятие. Допускаемые напряжения: для материала
винта [σ]сp=0.25.σт, для материала венца - бронза [σ]см=0.3.σт.
Червяки выполняют, в основном, заодно целое с валом.
Витки червяка нарезаются точением или фрезерованием.
Основные конструктивные размеры цилиндрических (см.
рис. 6.2), конических (см.рис.6.4), зубчатых и червячных
(см.рис.6.5) колес сведены в табл.6.19.
Таблица 6.19
Конструктивные параметры зубчатых и червячных колес.
Расчетные формулы для колес
Параметр
цилиндричеконических
ских
dст=(1.6÷1.7) ⋅dв
dст=(1.6÷1.8) ⋅ dв
lст=(0.8÷1.5) ⋅ dв
lст=(1.2-1.8) ⋅ dв
Толщина обода
δo=(2.5-4) ⋅ mn
δ1=δ2=2⋅m
Внутр. диаметр
обода
Do=0.5⋅ (Dотв+dст), конструктивно
Диаметр
ступицы
Длина ступицы
Толщина диска
Диаметр
отверстия
Диаметр винта
Длина винта
червячных
c=(0.2÷0.3) ⋅ b2
c=(0.2÷0.3) ⋅ b
c=(0.1÷0.17) ⋅ Re
dотв=(15÷20) мм, при малых колесах dотв
не делают
d=(1.2÷1.5) ⋅ m
l=(0.3÷0.4) ⋅ b2
106
7. ВАЛЫ И ОСИ
Валом называется деталь, предназначенная для поддержания
закрепленных на ней деталей (шкивов, звездочек, зубчатых колес и
др.) и передачи крутящего момента.
Круглая деталь, предназначенная только для поддержания закрепленных на ней деталей называется осью.
В машинах химической промышленности, как и во многих
машинах других отраслей, валы применяются, в основном, круглого
сечения: гладкие и ступенчатые, сплошные, полые, комбинированные, прямые, гибкие. Полые валы применяются в тех случаях, когда
их длина превышает 1000 мм. Комбинированные валы используются в мешалках.
В качестве материала валов и осей применяются чаще всего
углеродистые качественные, конструкционные и легированные стали: сталь35, 40, 45, 50, 40X, 40XH, 18ХГТ, 30ХГТ и др. с последующей термической обработкой. Легированные стали используются при необходимости ограничить вес и габаритные размеры вала.
Неответственные и малонагруженные валы и оси изготовляются из
углеродистой обыкновенной стали: Ст.3, 4, 5. Валы работающие в
агрессивных средах изготавливаются из нержавеющей стали.
7.1. КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ И РАСЧЕТ ВАЛОВ И
ОСЕЙ
Основными критериями работоспособности валов и осей являются прочность и выносливость, износостойкость сопряженных
поверхностей и жесткость.
Статистика расчета валов в редукторостроении, химическом
машиностроении показывает, что примерно для 2/3 валов не требуется расчет на статическую прочность и выносливость, то есть размеры валов определяют не из условий прочности, а в зависимости от
конструкции и работы всего узла и его деталей, жесткости вала и др.
Мало того, достаточная прочность вала не всегда может обеспечить
нормальную работу передачи или машины, так как под действием
внешних сил вал деформируется и его поперечные сечения получа107
ют линейные и угловые перемещения. При этом перемещения вала
механических передач ухудшают работу подшипников, вызывая
концентрацию напряжения, которая влияет на прочность.
Поэтому для химмашин размеры вала будем задавать не из условий прочности, а из условий жесткости вала, работоспособности
связанных с ним деталей и технологического назначения.
Последовательность расчета вала.
1) Определяют ориентировачно диаметр выходного конца вала d
(мм) из условий жесткости по допускаемому углу закручивания [ϕo] на 1
м длины вала
(7.1)
d ≤ 16.4 ⋅ 4 N / ( n ⋅ [ϕ 0 ]) ,
где N - передаваемая мощность, Вт,
n - частота вращения, об/мин.
Для того, чтобы заведомо запас прочности вала превосходил
допустимые величины, допускаемый угол закручивания принимаем
[ϕo]=0.5° на 1 м длины вала. Если вал имеет шпоночную канавку, то
полученный диаметр следует увеличить на (8÷10)% для компенсации ослабления сечения. Окончательную величину округляют до
ближайшего стандартного значения выбранного из ряда по ГОСТ
12080-66 и ГОСТ 12081-72: 10, 10.5, 11, 11.5, 12, 13, 14, 15, 16, 17,
18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 50, 53,
56, 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130, 140,
150, 160, 170, 180, 190, 200...
Если выбранный диаметр вала соединяется с валом электродвигателя через муфту, то размер конца проектируемого вала согласовывают в
зависимости от размера вала электродвигателя и типа муфты.
Допускаемые крутящие моменты для редукторов общего назначения в зависимости от конца вала регламентированны ГОСТ 24266-80.
2) Конструируют вал. Конструкция вала зависит от деталей,
которые размещают на нем [11].
Обычно вал для механических передач конструируют ступенчато
для удобства посадки размещаемой детали. Например, диаметр под
уплотнение выполняют больше диаметра выходного конца вала, так как
удобнее одевать уплотнение. Диаметр под подшипник выбирают таким,
чтобы подшипник свободно проходил через вал с насаженной шпонкой,
так как вынимать шпонку из вала крайне нежелательно и т.д.
108
а
в
Рис.7.1. Конструкция вала и его расчетная схема.
109
При конструировании вала необходимо стремиться к минимальному числу ступеней, что обеспечивает технологичность
конструкции. Свободный проход детали на свое место посадки
может быть обеспечен различными допусками одного и того же
диаметра вала и шероховатостью. Образовавшиеся конструктивные уступы вала используют для упора деталей и передачи сил,
действующих вдоль вала.
Высота заплечика для упора зубчатого колеса принимают
t=(3÷10) мм, соответственно для диаметров вала от 15 до 100 мм.
Длину выходного конца вала l1, рис.7.1, принимают минимальной, согласно детали закрепляемой на нем, для уменьшения
консольных нагрузок на подшипник. Если одевается полумуфта, то
l1≈(1.5÷2).d1.
Длина l2 складывается из толщины крышки S, выбранной
по стандарту плюс высота головки болта для крепления крышки и
плюс зазор (2÷3) мм. Длина l3 равна ширине подшипника В плюс
ширина мазеудерживающего кольца С, принимаемая конструктивно. Длина l4 равна длине ступицы зубчатого колеса lст. Толщину
буртика выбирают конструктивно l5=(5÷10) мм. Длина l6=l3. размеры сечений шпонок и пазов принимают в зависимости от диаметра
вала для призматических на цилиндрическом конце по ГОСТ
23360-78, на коническом конце вала по ГОСТ 12081-72, для сегментных по ГОСТ 24071-80, для клиновых по ГОСТ 24068-80, для
тангенциальных по ГОСТ 24069-80. Шлицевые соединения подбирают по таблицам стандартов так же в зависимости от диаметра
вала для прямобочных по ГОСТ 1139-80, для эвольвентных с углом
профиля 30° по ГОСТ 6033-80 [8].
3) Проверяют выбранную шпонку или шлицевое соединение по напряжениям смятия.
Напряжение смятия шпонки вычисляют по формуле:
σсм = 2⋅M/((h-t1)⋅d⋅lp)≤[σ]см,
(7.2)
где М - передаваемый момент, Н.мм,
d - диаметр вала, мм,
lp=l-b - расчетная длина шпонки, мм, l=lст-(5÷10) мм,
b - ширина шпонки, мм,
h - высота шпонки, мм,
110
t1- высота шпонки в валу, мм,
[σ]см - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице
[σ]см=(100÷120) МПа, при чугунной ступице [σ]см=(50÷60) МПа.
Если σсм<<[σ]см, то целесообразно принять шпонку меньшего сечения и повторить расчет. Если σсм>[σ]см, то следует взять
две диаметрально расположенных шпонки или шлицевое соединение.
Напряжение смятия рабочих граней шлицевого соединения
вычисляют по формуле:
σсм = M/(0.75⋅z⋅F⋅rср)≤[σ]см ,
(7.3)
.
где М в Н мм.
В этой формуле 0.75 - процент (75%) от общего количества
шлиц, передаваемых момент.
z - число шлицев.
F - Расчетная площадь смятия, мм2:
при прямобочном шлице F = ((D-d)/2-2⋅f) ⋅ l,
(7.4)
где f - фаска, l - длина шлица,
при эвольвентном - F = 0.8⋅m⋅l ,
(7.5)
при треугольном - F = ((D-d)/2)⋅l .
(7.6)
rср=(D+d)/4 - средний радиус, мм. [σ]см=(80-120) МПа - для неподвижных
соединений
при
незакаленных
поверхностях,
[σ]см=(120÷140) МПа - для неподвижных соединений при закаленных поверхностях, [σ]см=(100÷200) МПа - для подвижных соединений при закаленных поверхностях.
4) Составляют расчетную схему нагружения вала (оси),
см.рис.7.1.
Все действующие нагрузки в передачах будут восприниматься валом. Вал испытывает сложную деформацию: изгиб, кручение,
а в отдельных случаях растяжение и сжатие.
Ось в отличие от вала не передает крутящий момент, а поэтому работает только на изгиб
σи = Ми/Wи≤[σ]и,
(7.7)
где Ми - изгибающий момент в опасном сечении оси, Нмм,
Wи=π⋅d3/32 - осевой момент сопротивления крулого сечения оси, мм3.
111
Допускаемые напряжения изгиба для невращающихся осей,
работающих как при изменении напряжений по отнулевому циклу,
в 1.5÷1.6 раз выше, чем для вращающихся, работающих как по
симметричному циклу напряжений. Поэтому выгоднее проектировать неподвижные оси, где это возможно.
5) Производят разложение нагрузок на вал по двум взаимно
перпендикулярным плоскостям ZOY и XOY, см.рис.7.1. Из условия
равновесия системы определяют опорные реакции и сумму их абсолютных величин, а также суммарную величину усилий, действующих вдоль оси вала и внешних поперечных нагрузок.
6) Проверяют жесткость вала по прогибу f, мм.
Для валов зубчатых колес f = F⋅a2⋅b2/(3⋅E⋅Jx⋅l)≤[f],
(7.8)
где l=a+b - расстояние между опорами в мм, см.рис.7.1,
F = P 2 + F r2 - максимально действующая изгибающая сила, Н,
E=2.1⋅105 МПа - модуль упругости,
Jx=π⋅d4/64 - осевой момент инерции, мм4,
[f] - допускаемый прогиб,
[f] = (0.01÷0.03).mn,
где mn - нормальный модуль, мм.
Для червячных валов f = b 1 ⋅ 3 P 2 + F r2 / ( 48 ⋅ E ⋅ J np ) ≤ [f ],
(7.9)
(7.10)
где b1 - длина нарезаемой части червяка, мм,
Jпр - приведенный момент инерции, мм4,
Iпр = (π⋅df14/64) ⋅ (0.375+0.625⋅da1/df1) .
(7.11)
[f] = (0.005÷0.01) ⋅ m ,
(7.12)
где m - модуль червячного зацепления, мм.
Допускаемый прогиб вала так же ограничивается углом наклона оси вала ϕ в подшипниках качения, которые не должны превышать: для роликового радиального с короткими цилиндрическими роликами - 0.0025 рад., для роликового конического - 0.0016
рад., для шарикового радиального - 0.005 рад., для шарикового
радиального сферического - 0.05 рад.
7) Проверяют жесткость вала по углу закручивания ϕo на 1 м
длины вала.
112
ϕo = Mкр/(G⋅Jp)≤[ ϕo] ,
(7.13)
где G=8⋅10 - модуль сдвига, МПа,
Jp=π⋅d4/32 - полярный момент инерции, мм4,
[ϕ]o=(0.25÷1.5)° - допускаемый угол закручивания на 1 м длины вала.
4
Таблица 7.1
Значения критерия Кв
Критерий КВ
σT/σ-1
Mкр max/
/Mкр ном
Прессовая
посадка
Нап- Скольряжен- зящая
ная
посадпосадка
ка
Шпонка
Шлицы
Углеродистая сталь
1.25
1.5
2.5
1.5
2
3
3
3
3.5
3.5
4
5
5
5.5
7.5
2
2
2.5
3
3
3.5
3.5
4
5
5
5.5
7
7.5
8
10
Легированная сталь
1.5
4
3
2.25
2
2.25
2.5
1.5
3
4
3
3
3
3.5
1.5
2
6
5
4
4
5.5
1.5
1.5
8
6
5.5
6
7
1.8
4
4.25
3.25
3.75
3
3.5
1.8
3
5.5
4
3.5
4
5
1.8
2
9
6
5.5
6
7
1.8
1.5
11.5
8
7.5
8
9
1.8
1
17
13
11
11.5
13.5
2.1
4
5.5
4
3.5
3.75
3.75
2.1
3
7.5
5.5
5
5
5.5
2.1
2
11
8
7.5
7.5
7.5
2.1
1.5
15
11
9.5
10
10
2.1
1
21.5
16
14
15
15
П р и м е ч а н и е. σ-1=(0,42÷0,46)⋅ σВ.
1.2
1.2
1.2
1.2
1.2
1.5
1.5
1.5
1.5
1.5
4
3
2
1.5
1
4
3
2
1.5
1
2
3
3.5
5
7.5
2.75
3.5
5.5
7.5
11
1.5
2
3
3.5
5.5
2
3
4
5.5
8
113
Галтель,
выточка
r/d=0,2
Гал- Гладтель,
кий
выточ- вал
ка
r/d=0,1
2
3
4
5
7.5
2.5
3.5
5.5
7
10
1.5
2
3
3.5
5.5
1.75
2
3.5
5
7
1.5
2
3
3.5
1.5
2
3.5
4
2.75
3.5
5.5
7
3.5
5
7
9
13.5
4
5.5
8
10
15.5
1,75
3
3.5
5
2.5
3.5
5
6
9.5
2.75
3.5
5.5
9.75
11
1.5
3
3.5
2
3
3.5
5.5
2
3.5
4
6
В случае неудовлетворительного результата расчета на жесткость необходимо увеличить диаметр вала под зубчатым колесом
и коэффициент диаметра червяка q для червячного вала или принять материал с более высокими механическими показателями.
8) Для обеспечения статической прочности и выносливости
спроетированного вала вычисляют критерий необходимости статического расчета Кс. Затем оценивают путем сравнения его с минимально допустимой величиной запаса прочности по пределу текучести nTmin и с критерием необходимости расчета на выносливость
Кв, табл.7.1. При этом используют выражение:
(7.14)
Kc = σT⋅dmin3/(2⋅L⋅Pсум+8⋅ (Fa⋅r+Mкр)),
где σT - предел текучести материала,МПа,
L - наибольшее расстояние между точками приложения поперечных сил, как активных, так и реактивных, мм,
Рсум - сумма абсолютных величин, действующих на вал активных
сил или реакций опор (следует выбирать наибольшую из этих
сумм), Н,
r - наибольшее из плеч приложения осевых сил Fa, мм.
Значения nTmin при расчете на статическую прочность выбирают для валов
при σT/σв≤0.6 - nTmin=1.2÷1.4 ,
при σT/σв=0.6÷0.8 - nTmin=1.4÷1.6,
при σT/σв=0.8÷0.9 - nTmin=1.6÷2.2 .
При расчете критериев могут быть следующие варианты:
1) Кс≥nTmin, Kc≥Kв - статическая прочность и выносливость
вала обеспечена,
2) Kc≥nTmin, Kc<Kв - статическая прочность вала обеспечена,
однако необходима проверка на выносливость,
3) Kc<nTmin, Kc≥Kв - выносливость вала обеспечена, статическая прочность требует проверки,
4) Kc<nTmin, Kc<Kв - статическую прочность и выносливость
вала необходимо проверить.
114
8. ПОДШИПНИКИ
Подшипник - опора валов и вращающихся осей. По типу трения различают подшипники скольжения и подшипники качения.
8.1. ТИПЫ И ОБОЗНАЧЕНИЕ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Все подшипники качения стандартизованы. Они обладают
ценными свойствами: полной взаимозаменяемостью, относительной недороговизной, надежностью, более простым техническим
уходом в сравнении с подшипниками скольжения.
Рис.8.1. Условные обозначения подшипников качения.
Все конструктивные разновидности подшипников качения
классифицированы по следующим прзнакам.
1) По направлению воспринимаемой нагрузки - радиальные,
радиально-упорные, упорно-радиальные, упорные.
2) По форме тел качения - шариковые, роликовые.
3) По способности приспосабливаться к перекосам вала - самоустанавливающиеся, несамоустанавливающиеся.
4) По числу рядов тел качения - однорядные, двухрядные.
В Государственном стандарте - ГОСТ 3189-89 установлена
система условных обозначений подшипников, рис.8.1, по пяти основным и дополнительным признакам.
Основные признаки.
115
1) Тип подшипников ( ) - в основных знаках условного
обозначения четвертая цифра справа, которая соответствует определенному типу подшипника, табл.8.1.
2) Внутренний диаметр ( ) - первые две цифры справа и
если стоит на третьем месте условного обозначения "0", то одна
первая цифра, которая указывает на внутренний диаметр меньше
10 мм. Умножением двойного обозначения на 5, получим внутренний диаметр подшипника. Исключением являются обозначения 00
- внутренний диаметр подшипника равен 10 мм, 01 - 12 мм, 02 - 15
мм, 03 - 17 мм. Если на третьем месте справа стоит цифра 9 и обозначение из шести знаков, то истинное значение диаметра может
быть либо дробным, либо целым числом, но отличным от значений
кратным 5, а также если в обозначении имеется косая черта, то
внутренний диаметр равен числу, стоящему правее косой черты.
3) Серия наружных диаметров () - третья цифра справа и
если на третьем месте обозначения "0", то вторая цифра.
Таблица 8.1
Типы подшипников качения
Обозначение
0
1
2
3
4
Название
подшипника
Шариковый
радиальный
(ШР)
Шариковый
радиальный
сферический
(ШС)
Роликовый
радиальный с
короткими
цилидрическими роликами (РЦ)
Роликовый
радиальный
со сферическими роликами (РС)
Роликовый
радиальный с
Тип
подшипника
0000
Стандарт
Вид воспринимаемой
нагрузки
Допуск
перекоса
Самоуст.
подш.
ГОСТ
8338-75
До 15'
Нет
1000
ГОСТ
5720-75
Радиальная,осевая
не
более 70% от неиспользованной
радиальной
нагрузки, на которую
рассчитан подшипник
Радиальная, небольшая
осевая
До 2-3°
Да
2000
ГОСТ
8328-75
Радиальная
Нет
Нет
3000
ГОСТ
5721-75
Радиальная, небольшая
осевая
Незначительный
до 0.5°
Да
4000
ГОСТ
4657-71
Радиальная
Нет
Нет
116
Обозначение
5
6
7
8
9
Название
подшипника
игольчатыми
роликами
(РИ)
Роликовый
радиальный с
витыми роликами (РВ)
Шариковый
радиальноупорный
(ШРУ)
Роликовый
конический
(РК)
Шариковый
упорный, шариковый упорнорадиальный
(ШУ)
(ШУР)
Роликовый
упорный, роликовый упорнорадиальный
(РУ)
(РУР)
Тип
подшипника
Стандарт
5000
ОСТ
26005
6000
Вид воспринимаемой
нагрузки
Допуск
перекоса
Самоуст.
подш.
Радиальная
Нет
Нет
ГОСТ
831-75
Радиальная, осевая
Нет
Нет
7000
ГОСТ
333-71
Радиальная, осевая
Нет
Нет
8000
ГОСТ
6874-75
Осевая. Осевая, радиальная
Нет
Нет
9000
ГОСТ
5380-50
ГОСТ
9942-80
Осевая. Осевая, радиальная
Нет
Нет
4) Серия по ширине или по высоте ( ) - седьмая цифра
справа. Третий и четвертый признаки в совокупности характеризуют размерную серию данного конкретного подшипника качения.
5) Конструктивные особенности ( ) - пятая, шестая цифра
справа. Если конструктивные особенности обозначены "00" и серия ширин "0", то эти условные обозначения не ставятся. В данном
случае условное обозначение подшипника содержит не более четырех знаков. Основные конструктивные особенности подшипников регламентируются ГОСТ 3395-75.
Дополнительные признаки слева от основных.
1) Класс точности - первая цифра после тире. В соответствии с ГОСТ 520-71 установлено пять классов точночти: 0, 6, 5, 4 и
117
2. Порядок расположения классов соответствует повышению точности.
2) Радиальный зазор - вторая цифра справа после тире. Указывается величина, на которую можно смещать внутреннее кольцо
относительно неподвижного наружного и наоборот, в плоскости
перпендикулярной оси подшипника.
Дополнительные признаки справа от основных характеризуют:
1) материалы деталей подшипников,
2) конструктивные изменения подшипников,
3) конструктивные изменения роликовых подшипников с
модифицированным контактом,
4) специальные технические требования,
5) температуру отпуска колец подшипников,
6) виды смазочных материалов для подшипников закрытого типа,
7) шумность.
8.2. ВЫБОР И РАСЧЕТ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
Подшипники качения подбирают в зависимости от сил,
действующих на опоры, диаметра вала и рассчитывают на долговечность в соответствии с ГОСТ 18855-73.
Долговечность подшипника определяют из условия признаков усталости металла и согласовывают с долговечностью машин химического производства, которая колеблется в широких
пределах в зависимости от назначения машины, степени напряженности ее рабочих органов, условий эксплуатации и сроков технического старения.
Отличительной особенностью передач, часто используемых
в химмашинах, является действие консольных нагрузок от цепной
или клиноременной передач, поэтому при расчетах долговечности
необходимо учитывать эти дополнительные нагрузки.
Расчет долговечности подшипника проводят в следующем порядке.
118
1) Вычерчивают расчетную схему нагружения вала и определяют направление нагрузки на опоры, см.рис.7.1.
2) Предварительно выбирают тип подшипника в зависимости
от вида, характера воспринимаемой нагрузки , диаметра шейки вала,
его стоимости, осбых требований, зависящих от конструкции узла,
машины или механизма и условий его эксплуатации. Например, самоустанавливаемость
для
компенсации
перекоса
вала, способность перемещения вала в осевом направлении, снижение габаритных размеров узла,
повышение жесткости и
точности вращения. Обеспечение жесткости опор
необходимо для нормальной работы сопряженных с
ними деталей, особенно
шестерен.
Даже
незначиРис.8.2. Распределение нагрузок
в радиально-упорных плдшипниках.
тельное смещение шестерен приводит к значительным концентрациям напряжения по поверхностям зубьев. Так в конической паре при смещении от нормального положения на 0.4 мм вызывает рост напряжений на поверхность зубьев в 1.4 раза, а долговечность снизится в 2.7 раза.
В химическом машиностроении самыми распространенными подшипниками являются подшипники ШР, см.табл.8.1. Устанавливают их обычно там, где условия работы относительно не
тяжелы и осевая нагрузка не велика. Они менее требовательны к
смазке, имеют малые потери на трение и являются наиболее дешевыми подшипниками. Широко применяются в механических передачах химмашин подшипники ШС, благодаря своей большой грузоподъемности и самоустанавливаемости, РЦ, воспринимающие
значительные радиальные нагрузки и не уступающие по быстроходности подшипникам ШР, ШРУ РК, имеющие возможность регулировки осевого зазора в процессе эксплуатации передачи и др.
119
Серию предварительно выбранного типа подшипника устанавливают в зависимости от требуемого срока службы химмашины. Первоначально принимают легкой серии подшипники. Затем
производят расчет долговечности работы подшипника по ниже
приведенной методике и делают выводы в соответствии пунктов 9
и 10.
3) Определяют из условия равновесия рассматриваемой
системы опорные реакции подшипников.
При определении реакции радиально-упорных подшипников необходимо обратить внимание на то, что точка приложения
реакции находится на пересечении нормали, проведенной к наружноиу кольцу подшипника через середину тела качения с осью вала,
то есть на расстоянии а, рис.8.2. Формулы для вычисления а приведены в табл. 8.3.
Таблица 8.3
Значения величины α
Однорядный
Вид
Двухрядный
подшипника
ШРУ
0.5. (1.5.B+(d+D) .tgα)
0.5.(B+(d+D).tgα)
.
.
РК
0.5 T+(e/3) (d+D)
3/4.T+(e/3) .(d+D)
П р и м е ч а н и е. B, d, D, T, α - величины принимают из таблиц соответствующих стандартов.
4)Для радиально-упорных подшипников определяют осевые составляющие S от радиальных нагрузок, см.рис.8.2, по формулам:
ШРУ - S = e⋅Fr,
(8.1)
РК - S = 0.83⋅e⋅Fr,
(8.2)
где Fr - радиальная нагрузка, действующая на подшипник, Н, e вспомогательный коэффициент, табл.8.4, табл.8.5.
При Fa/(V.Fr)≤e принимают X=1 и Y=0. Промежуточные величины находят интерполяцией.
5) Определяют результативные осевые нагрузки подшипников Fa в зависимости от условий нагружения по формулам, приведенным в табл.8.6.
120
Таблица 8.4
Значения коэффициентов e, X, Y для подшипников ШР и ШРУ
Угол контакта β
Fa/Co
0
0
0
0
0
0
0
0
0
12
12
12
12
12
12
12
12
12
26
36
0.014
0.028
0.056
0.084
0.11
0.17
0.28
0.42
0.56
0.014
0.029
0.057
0.086
0.11
0.17
0.29
0.43
0.57
-
Fa/(V.Fr) > e
X
Y
0.56
2.3
0.56
1.99
0.56
1.71
0.56
1.55
0.56
1.45
0.56
1.31
0.56
1.15
0.56
1.04
0.56
1
0.45
1.81
0.45
1.62
0.45
1.46
0.45
1.34
0.45
1.22
0.45
1.13
0.45
1.04
0.45
1.01
0.45
1
0.41
0.87
0.37
0.66
e
0.19
0.22
0.26
0.28
0.3
0.34
0.38
0.42
0.44
0.3
0.34
0.37
0.41
0.45
0.48
0.52
0.54
0.54
0.68
0.95
Таблица 8.5
Значения коэффициентов e, X, Y для подшипников РК
Fa/(V.Fr)≤e
Fa/(V.Fr)>e
X
Y
1
0
1
0.45.ctgβ
X
Однорядные
0.4
Двухрядные
0.67
121
e
Y
0.4.ctgβ
1.5.tgβ
0.67.ctgβ
1.5.tgβ
Таблица 8.6
Формулы определения результирующей осевой нагрузки для ШРУ и
РК
Условия
нагружения
S1≥S2,
Fa≥0
S2>S1,
Fa>S2-S1
S2>S1,
Fa<S2-S1
Первая
опора
Fa1=S1
Вторая
опора
Fa2=Fa+S1
Fa1=S1
Fa2=Fa+S1
Fa1=S2-Fa
Fa2=S2
Условия
нагружения
S2≥S1,
Fa>0
S2<S1,
Fa>S1-S2
S2<S1,
Fa<S1-S2
Первая
опора
Fa1=Fa+S2
Вторая
опора
Fa2=S2
Fa1=Fa+S2
Fa2=S2
Fa1=S1
Fa2=S1-Fa
6) Принимают значение коэффициента вращения подшипника V. При вращении внутреннего кольца относительно нагрузки
V=1, при вращении наружного кольца - V=1.2.
7) Вычисляют отношение Fa/(V.Fr) для каждой опоры вала и
полученную величину сравнивают со значениями вспомогательного
коэффициента е и по табл.8.4, 8.5 определяют коэффициент радиальной X и осевой Y нагрузок.
8) Определяют эквивалентную нагрузку Р каждой опоры
вала по следующим формулам:
для подшипников ШР, ШРУ, РК 122
Р = (X⋅V⋅Fr+Y⋅Fa)⋅Kб⋅Kt ,
для подшипников РЦ Р = Fr⋅Kб⋅Kt ,
для подшипников ШУ, РУ и ШУР, РУР Р = (X⋅Fr+Y⋅Fa)⋅Kб⋅Kt,
где Кб - коэффициент безопасности, табл.8.7,
Kt - коэффициент температурный, так как
t редуктора<100°, то Kt=1.
(8.3)
(8.4)
(8.5)
Таблица 8.7
Значения коэффициента безопасности Кб
Характер нагрузки на подшипник
Кб
Спокойная, толчки отсутствуют
Легкие толчки, кратковременные перегрузки до 125%
Умерен. толчки, вибрации, кратковрем. перегрузки до 150%
Нагр. со значит. толчками и вибр., кратк.перегр. до 200%
Нагрузки с сильными ударами, кратк. перегрузки до 300%
1
1÷1.2
1.2÷1.8
1.8÷2.5
2.5÷3
Максимальную величину эквивалентной нагрузки на подшипнике принимаем за расчетную.
9) Вычисляют долговечность подшипника Lh в часах с вероятностью его безотказной работы 90% по формуле:
Lh = (106/60⋅n) ⋅ (C/P)α,
(8.6)
где n - частота вращения вала рассчитываемого подшипника,
об/мин,
С - динамическая грузоподъемность предварительно выбранного
подшипника, заданная в таблице соответствующего стандарта (C и
Р в формуле в одних и тех же единицах),
α - показатель степени, зависящий от вида тела качения: шарик α=3, ролик - α=10/3.
Если долговечность Lh окажется меньше ресурса работы проектируемой механической передачи и в целом долговечности химмашины, то задаются следующей серией подшипника или увеличивают
диаметр шейки вала, если это возможно, в крайнем случае - выбирают
другой тип подшипника.
123
Для компактности механических передач (редукторов)
химмашин и их удешевления не следует чрезмерно завышать расчетный срок службы подшипников. Если долговечность подшипника больше ресурса работы химмашины, то определяют вероятность безотказной работы его и, если она значительно больше,
меняют серию или тип подшипника.
10) Определяют вероятность безотказной работы рассчитываемого подшипника при полученной величине его долговечности
Lh в сравнении с заданным ресурсом работы Т проектируемой механической передачи по коэффициенту вероятности [12]
(8.7)
α = T/Lh,
где
α = (lgS/lg0.9)1/k,
(8.8)
Степень определяют от вида тела качения: к=1.1 - шарик,
к=1.5 - ролик.
Зная величину коэффициента α из формулы 8.7, определяют из формулы 8.8 процент вероятности безотказной работы S
подшипника, табл.8.8.
Таблица 8.8
Значения процента вероятности безотказной работы подшипника
Необходимая 90 91
92
93
94
95
96
97
98
99
надежн. в %
S
.91 0.92 0.93 0.94 0.95 0.96 0.97 0.98 0.99
0.9
шарик.
подши- 1
0.9 0.81 0.71 0.61 0.52 0.42 0.32 0.22 0.12
пник
α ролик.
подши- 1 0.93 0.86 0.78 0.7 0.62 0.53 0.44 0.33 0.21
пник
8.3. СМАЗКА И УПЛОТНЕНИЯ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
От правильно выбранной смазки, периодического контроля
и от регламентной замены масла зависит срок службы подшипника.
Для выбора смазки служит критерий d⋅n, где d - внутренний
диаметр подшипника, мм, n - частота вращения, об/мин. Если
124
d⋅n≥300000 мм.об/мин. - применяют жидкие масла: моторное ГОСТ
8581-78, 10541-78, авиационное ГОСТ 21743-76, трансмиссионное
ГОСТ 23652-79 индустриальное ГОСТ 20799-88 и другие.
Жидкие масла хорошо проникают в зазоры, отводят тепло
подшипника, вымывают продукты износа, но требуют более сложных уплотнений. Известны три способа смазки подшипников качения жидким маслом: 1) масляная ванна, 2) циркуляционная система
подвода масла, 3) масляный туман.
При d⋅n<300000 мм⋅об/мин. применяют пластичные смазки.
Они хорошо удерживаются в узле, выдерживают высокие давления
и ударные нагрузки. Применяют обычно солидолы ГОСТ 1033-79,
4366-76 и др., ЦИАТИМ ГОСТ 6267-74, 9433-80, жировую смазку
ОСТ 3801145-80, консталин ГОСТ 1957-73 и др.
Известны следующие системы подачи пластической смазки
к поверхностям качения:
1) однократное заполнение подшипникового узла при сборке,
2) пополнение и замена смазки через пресс-масленку,
3) центробежный автоматический сброс излишков смазки.
От степени загрязненности смазки абразивом зависит срок
службы большинства подшипников, а поэтому для защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки служат уплотнительные устройства. Все уплотнительные устройства делят на бесконтактные: щелевые, лабиринтные, динамические уплотнения, в
том числе с ферромагнитной жидкостью, контактные: сальниковые, манжетные, торцовые и др., а также комбинированные. Наиболее распространенными уплотнениями в редукторах являются
манжетные армированные уплотнения из синтетической резины
ГОСТ 8752-79.
Для ограничения попадания жидкого масла из редуктора в
подшипниковый узел прменяют специальные вращающиеся шайбы
или маслосбрасывающие кольца, а при смазке подшипников пластичными маслами применяют пластмассовые или металлические
неподвижные шайбы, вращающиеся маслоудерживающиеся кольца, на которых нарезана треугольная винтовая канавка и др.
125
8.4. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ
Подшипники скольжения в химическом машиностроении
применяются значительно реже,так как они не взаимозаменяемы происходит износ втулки, а также шейки вала, требуют постоянного ухода для обеспечения правильного режима смазки. Подшипники скольжения изготовляют из антифрикционного материала.
Обычно подшипники химмашин изготовляют из серого, ковкого и антифрикционного чугуна. Наряду с чугунными вкладышами
подшипников скольжения в химмашинах применяют цветные металлы, пластмассы, металлокерамику, древесину, резину и др. материалы.
Все подшипники скольжения можно разделить на две группы: разъемные и неразъемные. В химмашинах широко прменяют
подшипники, у которых рабочий элемент изготовлен вместе с корпусом. Такие подшипники изготовляются двух типов: опорные и
фланцевые по ГОСТ 1986-68. При наличии перекоса валов до 3°
применяются более долговечные и равномерно изнашивающиеся
по длине самоустанавливающиеся подшипники.
Целесообразность использования подшипников скольжения
обуславливается их малой стоимостью.
В зависимости от наличия смазки между трущимися поверхностями, чистоты обработки, величины зазора и режима работы подшипники работают при наличии сухого, полусухого, полужидкостного и жидкостного трения. Подшипники, используемые в
химическом машиностроении в основном, работают в режиме полусухого трения с коэффициентом трения, равным 0.1-0.5 и полужидкостного с коэффициентом трения 0.008-0.08.
Для смазки подшипников, работающих с большой удельной
нагрузкой при малой скорости скольжения, применяют консистентные смазки - нефтяные и синтетические масла. Жидкостные
масла применяют в зависимости от требуемой вязкости, см.гл.8.3.
Для правильного подбора масла производят гидродинамический
расчет.
126
8.5. РАБОТОСПОСОБНОСТЬ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
Критерием работоспособности опоры служат следующие
величины.
1) Среднее давление p = P/F≤[p] ,
(8.9)
которое ограничивает среднее давление во избежании интенсивного износа,
где Р - нагрузка на опору, Н,
F - проекция опорной поверхности на плоскость, перпендикулярную к вектору нагрузки Р, мм2,
[p]- допускаемое давление, МПа.
2) Произведение
p⋅V<[p⋅V] ,
(8.10)
которое ограничивает интенсивность нагрева,
где V - скорость скольжения, м/с.
Данные средних допускаемых значений [p] и [p⋅V] приведены в табл.8.9.
Таблица 8.9
Средние значения [p] и [p⋅V] для подшипников с чугунными
или бронзовыми вкладышами
Тип машины
[p], Н/мм2
[p.V], Н.м/(с.мм2)
Редукторы общего назначения
Трансмиссии и контрприводы
Транспортеры ленточные и цепные
2÷6
1÷4
2÷5
4÷8
3÷8
2÷8
9. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Корпус редуктора предназначен для размещения подшипниковых узлов, валов, передач, для обеспечения смазки и защиты
от пападания грязи и пыли. Корпусные детали редукторов выполняются литыми. Материалом для них чаще всего служит чугун СЧ
15. Корпуса редукторов с межосевым расстоянием тихоходной
127
ступени до 160 мм могут быть отлиты из алюминиевого сплава АЛ
11.
Наиболее распространена конструкция корпуса с разъемом
по плоскости, в которой лежат продольные оси валов. Верхняя
часть редуктора называется крышка, нижняя - корпус, рис.9.1.
Крышка и корпус представляют собой замкнутый контур, образованный вертикальными, горизонтальными и наклонными поверхностями. Форма крышки и корпуса должны иметь минимальное
число дополнительных элементов: карманов для фундаментных
болтов, строповочных "ушек", полок для болтов и штифтов, соединяющих крышку и корпус, а также бобышек под подшипниковые
узлы, смотровые окна, отверстия для заливки и слива масла или его
принудительной подачи, маслоуказатели и отдушины. Для создания необходимой жесткости внутренняя поверхность стенок кор-
Рис.9.1. Корпус редуктора.
128
пуса редуктора снабжается ребрами жесткости, а присоединительные поверхности корпуса и крышки изготовляют в виде достаточно широких горизонтальных полок, которые пересекаются с поверхностями бобышек подшипниковых узлов. Днище корпуса выполняется с уклоном в сторону сливного отверстия.
Корпуса редукторов с межосевым расстоянием тихоходной ступени
аТ≤250 мм имеют четыре
отверстия под фундаментные болты, при аТ≥250 мм
- шесть отверстий. Корпуса
червячных редукторов с
межосевым расстоянием
аТ≤140 мм изготавливают
неразъемными, рис.9.2.
В настоящее время
Рис.9.2. Конструкции редукторов.
стали проектировать корпус
редуктора с учетом эстетики, то есть с гладкими наружными стенками
без выступающих конструктивных элементов. Подшипниковые бобышки и ребра внутри корпуса, стяжные болты только по продольной
стороне корпуса в нишах, крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные, фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса, рис.9.3.
Габаритные размеры корпуса редуктора определяются размерами передачи, валов и подшипников, размещенных в нем. Ориентировачно длину корпуса двухступенчатого цилиндрического
редуктора определяем по формуле:
L= a1+a2+(da1+da4)/2+2⋅(c+δ),
(9.1)
где а1 и а2 - межосевые расстояния первой и второй ступеней,
da1 - внешний диаметр шестерни первой ступени,
da4 - внешний диаметр колеса второй ступени,
с - зазор между зубчатыми колесами и стенками редуктора,
δ - толщина стенки корпуса редуктора.
Все параметры, определяющие размеры корпуса редуктора измеряются в мм.
129
c = 3 K + ( 2 ÷ 3)м м ,
где
K = a1+a2+(da1+da4)/2,
δ= 2. 4 М Т ≥6мм,
где МТ - крутящий момент на тихоходном валу, Нм.
(9.2)
(9.3)
(9.4)
Рис.9.3. Корпус редуктора с гладкими наружными стенками.
Ширина корпуса будет равна
B = lст2+lст3+е+2⋅ (c+δ),
(9.5)
где lст2, lст3 - cоответственно длина ступицы колеса первой ступени
и шестерни второй, конструктивно может быть lст2=b2 или lст3=b3,
где b2 и b3 - ширина зубчатых венцов колеса и шестерни.
е - зазор между зубчатыми колесами,
е = 2⋅m ,
(9.6)
где m - больший из модулей зубчатых колес.
Толщину подшипниковых бобышек рекомендуется принимать одинаковой для всех валов и равной
Б = в пmax +f+h+h' ,
(9.7)
где в пmax - максимальная ширина одного из всех подшипников редуктора,
130
f - расстояние от внутренней стенки редуктора до торца подшипника,
h - высота ножки прижимной крышки или толщина врезной крышки,
h' - дополнительное расстояние для регулируемых подшипников,
которое складывается из высоты регулируемого винта и толщины
нажимной шайбы.
f = (0.25÷0.33)⋅ в пmax .
(9.8)
Если корпус редуктора конструируют без выступающих
элементов, то подшипниковые бобышки утопляют внутрь редуктора так, чтобы наружные стенки корпуса были гладкими.
Высота корпуса редуктора определяется размерами зубчатых колес и объемом масла заливаемого в редуктор. В цилиндрических редукторах окунание зубчатого колеса в масляную ванну
должно быть на высоту m≤hM≤0.25⋅d2, где d2 - делительный диаметр колеса, m - модуль. В конических редукторах зубья конического колеса или шестерни должны быть полностью погружены в
масляную ванну. Глубину погружения в масло деталей червячного
редуктора принимают при нижнем расположении червяка
hM=(0.2÷0.5)⋅d1, где d1 - делительный диаметр червяка, при верхнем
расположении - hM=2.2⋅m+0.25⋅d2, где d2 - делительный диаметр
червячного колеса. В целом объем масляной ванны принимается
таким, чтобы обеспечить отвод выделяющегося в зацеплении тепла
к стенкам корпуса. На 1 КВт передаваемой редуктором мощности
должно приходиться 0.3÷0.7 л. масла.
Смазка зубчатых колес окунанием (картерным способом)
осуществляется при окружных скоростях V≤12 м/с. При V>12 м/с
смазка зубчатых колес осуществляется циркуляционным способом.
Если погружение тихоходных колес превышает ограничение окунания
в масло при условии удовлетворительной смазки быстроходных колес,
то последнии смазываются при помощи смазывающих шестерен, дисков, колец, а также раздельных смазочных ванн. Вязкость масла выбирается тем выше, чем больше нагрузка и меньше скорость. При больших нагрузках и малых скоростях V≤5м/с применяются обычно индустриальные тяжелые масла, часто применяются моторные масла. В
131
остальных случаях при картерной смазке применяются средние индустриальные масла и в особо легких быстроходных передачах в целях
уменьшения потерь на трение - легкие масла. Для циркуляционной
смазки, благодаря своим высоким качествам, преимущественно применяются турбинные масла.
Принимая это во внимание, общая высота масляной ванны
будет равна (y+hM), см.рис.9.3, которая определится из объема масла.
(y+hM) = U/((L-2⋅δ) ⋅ (B-2⋅δ)),
(9.9)
3
где U - объем масла, мм ,
(L-2⋅δ) - внутренняя длина корпуса,
(B-2⋅δ) - внутренняя ширина корпуса.
Максимальная высота редуктора равна
Hmax = y+da2+C+δ,
(9.10)
где da2 - внешний диаметр большего зубчатого колеса.
Аналогично определяется длина, ширина и высота корпуса
одноступенчатого цилиндрического или червячного редукторов.
Конструкция
корпуса
конического
или
коническоцилиндрического редуктора имеет особенности связанные с зацеплением ведущего вала конической передачи. Если ведущий вал
закрепляется консольно, рис.9.4 и ближний подшипник к шестерне
установлен заподлицо с внутренней стенкой корпуса, то размер
консоли определится следующим образом
a1 = в1⋅cosd1/2+с+вп1/2,
(9.11)
где в1 - ширина зуба шестерни,
δ1 - угол делительного конуса шестерни,
с - зазор между шестерней и внутренней стенкой корпуса,
вп1- ширина подшипника.
Расстояние между подшипниками принимаем
l1 = (2÷2.5) ⋅ dп1 ,
(9.12)
Длину свободного конца вала dc1≤30 мм определяем по
формуле:
c1 = (3.5÷4) ⋅ dc1 ,
(9.13)
при dc1>30 мм
c1 = (3÷3.5) ⋅ dc1.
(9.14)
где dп1 - диаметр ведущего вала под подшипником.
132
При наличии в конструкции у ведущего вала гаек поджимающих подшипники, с1 увеличивается примерно на ширину подшипника вп1.
с1г = с1+вп1 .
(9.15)
При небольшом передаточном числе конической ступени
возможно выполнить ведущий вал с расположением шестерни между опорами, поставив один подшипник внутри корпуса в дополнительной опоре, рис.9.4.
Вынесенный подшипник предназначается для восприятия
только радиальной нагрузки. Основной подшипниковый узел воспринимает радиальную и осевую нагрузки и выполняется из двух
подшипников для увеличения жесткости вала. Диаметр вала под
вынесенным подшипником берется как можно меньшим, чтобы
Рис. 9.4. Расчетная схема конической передачи.
уменьшить габариты подшипника и дополнительной опоры. Размеры плечей вала определяются по формулам:
a1' = в1' + вп1/2 , l1' = 2⋅a1',
(9.16)
c1' = c1+вп1/2 .
Далее основные размеры корпуса для коническоцилиндрического редуктора определяются также, как для двухступенчатого цилиндрического редуктора.
133
Для соединения корпусных деталей редуктора в конструкциях крышки и корпуса предусмотрены фланцы, размеры которых
зависят от винтов d2 и d3. Фланцы подшипниковой бобышки
крышки и основания корпуса содиняются винтами или болтами d2.
Также соединяются фланцы крышки и основания корпуса на продольных длинных сторонах редуктора винтами или болтами d3.
Фундаментный фланец редуктора крепится к раме болтами d1.
Торцовые крышки подшипниковых узлов крепятся к фланцу винтами d4. Предпочтительнее принимать врезные крышки без винтов.
Крышка смотрового люка крепится винтами d5=M6. Конструктивные размеры элементов корпуса редуктора и диаметров винтов и
болтов приведены в табл.9.1, см.рис.9.1, рис.9.3.
Таблица 9.1
Значения конструктивных элементов корпуса редуктора
Параметры
Ориентировачные значения,
мм
Толщина опорной поверхн.основания
P=2.35⋅δ
(δ-толщина
ст.редукт.)
Ширина опорной поверхн. основания
b=2.8⋅d1+1.5⋅δ
Диаметр фундаментных болтов
d1=0.03⋅aT+12мм,
d1=0.07⋅Re+12мм
Диаметр винтов,соединяющих
d2=0.75⋅d1
фланцы подш.бобышки крышки и основания
Диаметр винтов, соединяющих фланцы d3=0.6⋅d1
крышки и основания корпуса
Диаметр винтов крепления крышки подшип- d4=M8-M12
ника
d5=M6
Диаметр винтов крепления крышки люка
d2,d3-M6,M8,M10,M12, M16, M20
Ki 22 24 28 33 39 48
Ширина фланца
Толщина фланца
Толщина ребер
Толщина проушины
Диаметр отверстия проушины
Диаметр штифта
в1=в2=1.5⋅δ
m=(0.85÷1) ⋅ δ
i=2⋅δ
dотв=3⋅δ
dш=(0.7÷0.8) ⋅ d3
134
Неразъемный корпус конструируют для червячных или цилиндрических редукторов при а≤140 мм. Сборка редуктора в таких
корпусах осуществляется через большие окна, выполненные в корпусе, см.рис.9.2. Окна часто собой представляют отверстия на
(2÷5) мм большие максимального диаметра колеса, которые закрываются крышками с винтами d3. Для создания необходимой жесткости боковые крышки выполняют с центрирующими буртиками и
ребрами жесткости, см.рис.9.2. В боковых крышках устанавливаются подшипники и закрываются прижимными крышками с винтами d4.
Независимо от конструкции корпуса червячного редуктора
необходимо в крышке смотрового люка предусмотреть пробкуотдушину для регуляции теплового режима. Тепловой расчет червячной передачи определяет необходимость дополнительного
оребрения корпуса редуктора. Конструктивно смотровая крышка
выполняется из листовой стали толщиной 2 мм и устанавливается
через прокладку.
В любом корпусе должны быть проушины для монтажа редуктора, которые отливаются заодно с крышкой редуктора. Выбор
формы и размеров проушины зависит от веса редуктора. Для подъема и опускания редуктора применяют также рым-болты по ГОСТ
4751-73. Также должны быть отверстия под маслоуказатель и
сливную пробку. Конструктивно пробка может быть выполнена
цилиндрической с внешним и внутренним шестигранником, конической с внутренним шестигранником или квадратным углублением. Широко применяются пробки резьбовые конические с квадратной головкой по ГОСТ
12719-67 и с шестигранной головкой по ГОСТ 12720-67, со шлицей
по ГОСТ 12721-67.Маслоуказатели конструктивно могут быть
круглые с смотровым окном, трубчатые и жезловые [8]. При установке маслоуказателя и сливной пробки обязательно применяют
уплотнительные прокладки из паронита или резиновое кольцо.
Пробка с конической резьбой не требует уплотнения. Дно корпуса
редуктора желательно делать с уклоном (1-2)° в сторону сливного
отверстия.
135
10. КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМ И ПЛИТ
Проектирование рам или плит для привода производят только
после того, как все узлы обоснованно выбраны путем расчета и
имеются все конструктивные параметры (габаритные и присоединительные размеры).
Начинают конструирование рам или плит с составления компановочной схемы привода. Компановочные схемы привода составляют для оценки соразмерности узлов и деталей, которая позволит
проектировать раму или плиту для установки на них сборочных
единиц, связанных между собой требованиями точности относительного положения.
При размещении двух узлов, например, электродвигателя и
редуктора на раме (плите) выясняют нельзя ли расположить базовые
поверхности рамы в одной плоскости. Такое расположение упростит
конструкцию рамы. Если разница высот от оснований редуктора и
электродвигателя небольшая, то рекомендуется установить платики
под один из узлов на раму сконструированной в одной плоскости.
Если разница высот монтируемых узлов на плоскую раму значительная, то можно установить электродвигатель и редуктор так, чтобы их валы соединялись не муфтой, а движение передавалось через
открытую зубчатую передачу, которая устанавливается под определенным углом в плоскости перпендикулярной осям валов. В ином
случае раму или плиту конструируют ступенчато.
Приводы в машиностроении устанавливают на сварные рамы,
литые плиты, корпусные детали химмашины. К корпусным деталям
химмашин можно отнести стойки, кронштейны, кожухи и крышки,
например, в мешалках и измельчителях. Все корпусные детали
должны иметь минимальную массу при выполнении основных критериев работоспособности и надежности: прочности и жесткости.
При единичном производстве экономически выгоднее применять рамы, сваренные из элементов сортового проката: швеллеров,
уголков, полос, листов. При серийном производстве машины выгоднее применять под привод плиты. Материалом для отливки плиты
обычно является серый чугун СЧ12, СЧ15. Для установления контура поверхности плиты в масштабе вычерчивают тонкой линией уп136
рощенное изображение узлов, которые устанавливаются на плиту.
Особое внимание уделяют точности положения присоединительных
мест. Габариты плиты получают путем обвода контуров присоединительных мест, стремясь к образованию простой и легкой конструкции. Высота плиты h является решающей для ее жесткости,
рис.10.1.
На основе опыта рекомендуют h≥(0.9÷0.11).l. Ширину в
плиты определяют конструктивно. Толщина δ стенок отливки на-
Рис.10.1. Конструкция литой плиты.
значается в зависимости от приведенного габарита плиты N,
табл.10.1, [13].
N = 1/4⋅ (2⋅l+в+h) ,
(10.1)
где l - длина плиты, м, в и h в м.
Таблица 10.1
Значения толщины стенок для чугунных отливок
N, м
0.4
0.75
1.0
1.5
1.8
8
10
12
13
14
δ, мм
137
Толщина стенок во всех сечениях плиты должна быть одинаковой. Размеры платиков определяют по размерам опорных поверхностей присоединяемых узлов. Высота платиков ≥(3÷5) мм,
см.рис.10.1. Крепление плиты осуществляется за фланец или через
специальные бобышки фундаментными болтами. Количество фундаментных болтов определяется, как частное от деления периметра
опорной поверхности L=2. (l+в) на средний шаг tср расположения
болтов:
Z=L/tср .
(10.2)
Конфигурация и размеры сварной рамы также зависят от
типа и размеров узлов устанавливаемых на нее. Основные принципы конструирования опорной поверхности рамы такие же, что и
для плиты. Компановочный чертеж привода , выполненный в масштабе в тонких линиях, даст возможность определить разницу высот от осей присоединительных валов до опорных поверхностей
устанавливаемых узлов, а также габариты рамы: ширину, длину. В
сварной раме можно выделить элементы базовой конструкции и
элементы надстройки, рис.10.2.
К базовой конструкции относится нижний сварной пояс, от
которого зависит в основном жесткость и прочность всей конструкции рамы. Нижний сварной пояс удобно конструировать из
двух продольно расположенных швеллеров и трех- четырех поперечно расположенных швеллеров. Номер швеллеров зависит от
высоты, которая принимается hшв≥(0.08÷0.1)⋅l, где l - длина рамы,
мм. Надстройка выполняется для установки второго узла поднятого относительно первого. В зависимости от разности высот подбирается номер швеллера. Если швеллер велик, его можно углубить,
сократить и приварить на заданную высоту. При малой разности
высот устанавливают второй узел на платики.
Для надстройки можно также использовать уголки, гнутый
лист с ребрами жесткости. Крепление рамы осуществляется за
нижнию полочку базового швеллера если позволяют габариты гайки фундаментного болта. В этом случае под гайку подкладывают
косую шайбу. В ином случае фундаментный болт закрепляется на
верхней полке базового швеллера. Иногда для увеличения жесткости полки базового швеллера связывают уголками или трубами в
138
Рис.10.2. Конструкция сварной рамы.
местах крепления фундаментными болтами. Количество фундаментных болтов определяется анологично конструкции плиты.
11. МУФТЫ
Муфта - устройство, предназначенное для соединения валов
и передачи крутящего момента между ними или между валом и
свободно на нем установленными деталями: зубчатыми колесами,
шкивами, звездочками.
Муфты не изменяют вращающегося момента и направления
вращения. Некоторые типы муфт погашают вибрации и толчки,
предохраняют машину от перегрузок, компенсируют небольшие
монтажные неточности, обеспечивают некоторую относительную
подвижность валам во время работы, включают и выключают отдельные узлы, выполняя функции автоматического управления.
139
11.1. КЛАССИФИКАЦИЯ И НАЗНАЧЕНИЕ МУФТ
Все виды муфт разделяют на три основных типа: механические, гидравлические и электромагнитные. Так как в химмашинах
преимущественно используют механические муфты, поэтому в
данной главе будут рассмотрены только они, рис.11.1.
В приводе стационарных машин обычно используются
муфты упругие, втулочно-пальцевые ГОСТ 21424-75, с резиновой
звездочкой ГОСТ 14084-76, с торообразной оболочкой ГОСТ
20884-82, муфты зубчатые ГОСТ 5006-83 и цепные ГОСТ 2074281. Упругие муфты обычно устанавливают между валом электродвигателя и быстроходным валом механической передачи, так как
они обладают малым моментом инерции, что уменьшает пусковые
и другие динамические нагрузки, а также обладают упругими
свойствами, что позволяет компенсировать перекос валов, радиальное и осевое смещение. Зубчатые и цепные муфты обладают
хорошими компенсирующими свойствами, что необходимо для
соединения тихоходного вала передачи с валом рабочей машины,
когда они расположены не на одной раме.
140
Рис.11.1. Классификация муфт.
В химмашинах используют предохранительные муфты для
предотвращения воздействия перегрузок. Широко применяют муфты предохранительные кулачковые ГОСТ 15620-77, шариковые
ГОСТ 15621-77, фрикционные ГОСТ 15662-77. Также в приводах
применяются обгонные муфты ГОСТ 12935-76, быстросоединяемые муфты гидросистем ГОСТ 19722-74.
Для передачи крутящего момента между валами, имеющими большое угловое смещение до (40-45)°, которое в процессе
вращения муфты может изменяться, применяют шарнирные муфты
ГОСТ
5147-69. В шарнирных муфтах использован принцип работы пространственного шарнира Гука.
141
11.2. СВЕДЕНИЯ О ВЫБОРЕ МУФТ
При выборе муфт основными критериями являются диаметры соединяемых валов и эквивалентный крутящий момент.
Последний определяют путем умножения номинального крутящего
момента Мном на коэффициент режима работы кр
М = Мном⋅кр≤[M] .
(11.1)
Коэффициент режима работы кр учитывает влияния ряда
факторов: вид двигателя, характер рабочей машины, величину разгоняемых масс и так далее. Его величину определяют, как сумму
двух коэффициентов
кр = к1+к2,
(11.2)
где к1 - коэффициент, учитывающий тип двигателя, электродвигатель - к1=0.25,
к2 - коэффициент, учитывающий тип рабочей машины, табл.11.1.
Таблица 11.1
Значения коэффициента, учитывающего тип рабочей машины
Рабочие машины
к2
С весьма малыми ускоряющимися массами: малые вентиляторы,
ротационные воздуходувки, насосы и т.д.
1.0
С малыми ускоряющимися массами: ленточные транспортеры,
поршневые насосы, легкие мешалки и т.д.
1.2
Со средними ускоряющимися массами: каландры, вальцы, нагнетательные насосы, цепные конвейеры, шнеки и т.д.
1.4
Со средними ускоряющимися массами и средними ударными нагрузками: грохота, мешалки, центрифуги,размольные устройства,
скребковые транспортеры и т.д.
1.6
С большими ускоряющимися массами и большими ударными
нагрузками: дробилки, вибрационные машины и т.д.
1.8
142
Для подбора предохранительных муфт пользуются следующими характеристиками.
1) Коэффициент превышения номинальной нагрузки в машине
γпн = Мд/Мном ,
(11.3)
где Мд - наибольший момент, допускаемый слабейшим звеном машины,
Мном - номинальный момент.
Таблица 11.2
Эксплуатационные характеристики предохранительных муфт
Предохранительные устройства
γпр
Срезные штифты
0.4÷0.45
Кулачковые муфты
0.2÷0.24
Шариковые муфты
0.08÷0.15
Конусные фрикционные муфты с металлическими поверх.
0.4÷0.6
То же, текстолит по стали или чугуну
0.07
Дисковые муфты со стальными поверхностями
0.13÷0.18
То же с дисками из асбеста по стали
0.1
2) Интервал нагрузки, внутри которого должна срабатывать
муфта
Мд-Мном = Мном⋅ (γпн -1) .
(11.4)
Муфта защитит слабое звено машины при условии
Мкр =1.25⋅Мном,
(11.5)
где Мкр - предельная величина крутящего момента, при котором
заканчивается срабатывание муфты.
3) По относительной величине поля срабатывания выбирают муфту из табл.11.2
γпр = Мном⋅ (γпн -1)/Мкр .
(11.6)
143
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Шмелев А.Н., Шишло К.С. Электрооборудование промышленных предприятий и установок текстильного производства. М.:
Легкая индустрия, 1973.
2. Генкин А.Э. Оборудование химических заводов. М.: Высшая
школа, 1986.
3. Волянский В.М. Рациональное использование электроэнергии в
механизмах и аппаратах химических производств. М.: Химия,
1985.
4. Олевский В.А. Размольное оборудование обогатительных фабрик. М.: Госиздат, 1963.
5. Сиденко П.М. Измельчение в химической промышленности. М.:
Химия, 1977.
6. Бакланов Н.А. Перемешивание жидкостей. Л.: Химия, 1979.
7. Варсанофьев В.Д., Кольман-Иванов Э.Э. Вибрационная техника
в химической промышленности. М.: Химия, 1985.
8. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3х томах. М.: Машиностроение, 1979.
9. Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и
механизмов. М., Высшая школа, 1980.
10. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1980.
11. Киселев Б.Р. Расчет и проектирование механических передач
сельскохозяйственных машин. Л.: М-во с. х. СССР, 1982.
12. Шор Я.Б., Кузьмин Ф.И. Таблицы для анализа и контроля надежности. М.: Советское радио, 1968.
13. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1975.
144
СОДЕРЖАНИЕ
Предисловие
1. Основные требования, предъявляемые при проектировании
машин и их деталей
2. Сведения о материалах
3. Привод
3.1. Сведения о приводах в химическом машиностроении
3.1.1. Приводы отделочных машин
3.1.2. Приводы барабанных машин
3.1.3. Приводы центрифуг
3.1.4. Приводы шнековых машин
3.1.5. Приводы измельчителей
3.1.6. Приводы мешалок
3.1.7. Вибрационные приводы
3.1.8. Приводная арматура
3.1.9. Приводы турбомеханизмов
3.2.Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя
4. Ременные передачи
4.1. Виды ременных передач
4.2. Шкивы ременных передач
4.3. Расчет плоскоременной передачи
4.4. Расчет клиноременной передачи
5. Цепные передачи
5.1. Типы приводных цепей
5.2. Звездочки цепных передач
5.3. Расчет цепных передач
6. Зубчатые и червячные передачи
6.1. Виды и критерии работоспособности зубчатых
и червячных передач
6.2. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач
6.3. Расчет открытых цилиндрических зубчатых передач
6.4. Расчет закрытых конических зубчатых передач
6.5. Расчет открытой прямозубой конической передачи
6.6. Расчет червячных передач
6.7. Конструкции зубчатых и червячных колес
7. Валы и оси
145
3
3
5
13
17
17
20
21
25
27
28
34
39
40
40
47
47
48
50
56
62
62
65
68
72
73
77
89
90
97
97
105
107
7.1. Критерии работоспособности и расчет валов и осей
8. Подшипники
8.1. Типы и обозначение подшипников качения
8.2. Выбор и расчет долговечности подшипников
8.3. Смазка и уплотнения подшипниковых узлов
8.4. Подшипники скольжения
8.5. Работоспособность подшипников скольжения
9. Конструирование корпуса редуктора
10. Конструирование рам и плит
11. Муфты
11.1. Классификация и назначение муфт
11.2. Сведения о выборе муфт
Список используемой литературы
146
107
115
115
118
124
126
127
127
136
139
140
142
144
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа