Предельная частота вращения – Конструкторское бюро онлайн

Основными критериями волновых передач являются прочность гибкого колеса и прочность гибкого подшипника генератора.

3.6. Материалы колес передачи

Материаломдля гибких колесслужат стали марок З0ХГСА, 40X13, 40ХНМА. Для волновых редукторов общего назначения ча­ще других применяют сталь З0ХГСА с термообработкой улучшение (Н = 280 … 320 НВ), а зубчатый венец подвергают дробеструйному наклепу или азотированию
(σв = 1100 МПа; σ1 = 480…500 МПа) Термической обработке подвергают заготовку в виде толстой трубы. Азотирование и наклеп зубчатого венца выполняют после механи­ческой обработки и нарезания зубьев.

Жесткое колесоволновых передач по конструкции подобно ко­лесам с внутренними зубьями обычных и планетарных передач. Ха­рактеризуется менее высоким напряженным состоянием, чем гибкое колесо. Изготовляют из обычных конструкционных сталей, напри­мер, марок 45 или 40Х.

3.7. Расчет передачи

В ходе предварительного расчета определяют диаметр отверстия гибкого колеса D, мм, по критерию усталостной прочности и по критерию динамической грузоподъёмности подшипника генератора волн (расчет по второму критерию здесь не приводится).

Диаметр отверстия гибкого колеса по критерию усталостной прочности D, мм,

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,

где Т – вращающий момент на тихоходном валу, Нм; σ1 – предел выносливости материала гибкого колеса, МПа; Кσ = 1,5 0,0015и – эффективный коэффициент концентрации напряжений; и – передаточное отношение; [S]F – коэффициент безопасности.

Диаметр D далее согласуют с наружным диаметром гибкого подшипника.

Проверочный расчетвыполняют исходя из условия прочности гибкого колеса

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

где SF – коэффициент безопасности по усталостной прочности, МПа, [S]F– допускаемый коэффициент безопасности по усталостной прочности, МПа.

[S]F= 1,6… 1,7

Коэффициент безопасности по усталостной прочности гибкого зубчатого венца рассчитывают по формуле

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

где σ–1 – предел выносливости материала гибкого колеса, МПа.

Действующее эквива­лентное напряжение в гибком колесе:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

где Е –модуль упругости материала колеса, МПа; r = (D h)/2 –радиус срединной поверхности до деформирования; Аσкоэффициент, зависящий от формы деформирования; Кσ – коэффициент, учитывающий влияние зубчатого венца и его растяжения на прочность гибкого колеса (Кσ = 1,5 … 2,2);
KД = 1,3… 1,7 – коэффициент, учитывающий увеличение действующих напряжений вследствие изменения начальной формы и размера деформи­рования;
Kτ = 1,2…1,3 – коэффициент, учитывающий действие касательных напря­жений, обусловленных нагружением гибкого колеса вращающим моментом Т и перере­зывающими силами Q.

Расчет подшипника генератора волн. Особенностью работы волновых генераторов является то, что они вращаются с высокой частотой входного звена, воспринимая большие нагрузки выходного звена. Оптимальным по нагрузочной способности является кулачко­вый генератор волн. Требуемую динамическую грузоподъемность гибкого шарикоподшипника вычисляют по обычной методике, при­нятой для подшипников качения.

Контрольные вопросы

1. Как устроена и как работает волновая зубчатая передача? Назовите основные элементы передачи.

2. Каковы основные достоинства и недостатки волновой пере­дачи по сравнению с другими передачами?

3. Каким образом гибкому колесу придают овальную форму? Как происходит передача движения от ведущего звена к ведомому?

4. Какова разность чисел зубьев жесткого и гибкого колес волновой передачи? Какой применяют профиль зубьев?

5. Как вычисляют передаточное отношение волновой передачи? Почему подшипник кулачкового генератора называют гибким?

6. Каковы основные критерии работоспособности волновых передач?

7. Почему волновые передачи применяют в устройствах с по­вышенными требованиями к кинематической точности для переда­чи движения из герметизированного пространства?

ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

В зубчатой передаче движение передают с помощью зацепления пары зубчатых колес. Меньшее зубчатое колесо принято называть шестерней, большее – колесом. Термин “зубчатое колесо” относят как к шестерне, так и к колесу.

Достоинства зубчатых передач:

1.Относительно малые размеры и масса зубчатых колес при высокой нагрузочной способности и надежности.

2. Высокий КПД (97–98 %).

3. Возможность использования зубчатых передач в большом диапазоне нагрузок (окружные силы от близких к нулю в приборных механизмах до 1000 кН в приводах прокатных станов).

4. Возможность применения в широком диапазоне скоростей (окружные скорости от близких к нулю в системах перемещения телескопов до 250 м/с в приводе несущего винта вертолета).

5. Сравнительно малые нагрузки на валы и подшипники.

6. Постоянство среднего значения передаточного числа.

7. Простота обслуживания.

Недостатки:

1. Необходимость высокой точности изготовления и монтажа.

2. Шум при работе передачи. Шум обусловлен переменным значением
мгновенного передаточного числа в пределах одного оборота.

Зубья колес получают нарезанием или накатыванием.

Зубчатые передачи применяют в широком диапазоне областей и условий работы: в часах, приборах, коробках передач автомобилей, тракторов, других транспортных и дорожно-строительных машин, механизмах подъема и поворота кранов, коробках скоростей станков, приводах прокатных станов, конвейеров и др.

Все применяемые здесь и в дальнейшем термины, определения и обозначения, относящиеся к зубчатым передачам, соответствуют ГОСТ 16530-83 «Передачи зубчатые», ГОСТ 16531-83 «Передачи зубчатые цилиндрические» и ГОСТ 19325-73 «Передачи зубчатые конические».

Зубчатые передачи можно классифицировать по многим признакам, а именно: по расположению осей валов (с параллельными, пересекающи­мися, скрещивающимися осями и соосные); по условиям работы (закры­тые – работающие в масляной ванне и открытые – работающие всухую или смазываемые периодически); по числу ступеней (одноступенчатые, многоступенчатые); по взаимному расположению колес (с внешним и внутренним зацеплением); по изменению частоты вращения валов (по­нижающие, повышающие); по форме поверхности, на которой нарезаны зубья (цилиндрические, конические); по окружной скорости колес (тихо­ходные при скорости до 3 м/с; среднескоростные при скорости до 15 м/с, быстроходные при скорости выше 15 м/с); по расположению зубьев отно­сительно образующей колеса (прямозубые, косозубые, шевронные, с кри­волинейными зубьями); по форме профиля зуба (эвольвентные, круговые, циклоидальные).

Наиболее распространен эвольвентный профиль зуба, предложенный Эйлером в 1760 г. Он обладает рядом существенных технологических и эксплуатационных преиму­ществ. Круговой профиль зуба предложен М.Л.Новиковым в 1954 г. По сравнению с эвольвентным он позволяет повысить нагрузку передач.

Также существуют передачи с гибкими зубчатыми колесами – волновые.

Основные виды зубчатых передач представлены на рис. 4.1.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.1. Основные виды зубчатых передач:с параллельными осями: а – цилиндрическая прямозубая, б – цилиндрическая косозубая, в – шевронная, г – с внутренним зацеплением;
с пересекающимися осями: д – коническая прямозубая, е – коническая с тангенциальными зубьями, ж – коническая с криволинейными зубьями; со скрещивающимися осями:
з
– гипоидная, и – винтовая; к – зубчато-реечная прямозубая

Зубчатые передачи подразделяют по геометрическим парамет­рам на цилиндрические с внешним или внутренним зацеплением и конические.

Цилиндрические передачи с внешним и внутренним зацеплением представлены на (рис. 4.2).

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.2. Цилиндрические передачи с внешним и внутренним зацеплением

Линии пересечения боковых поверхностей зубьев с любой кру­говой цилиндрической поверхностью, соосной с начальной, назы­вают линиями зубьев. Если линии зубьев параллельны оси зубчатого колеса, то его называют прямозубым (рис. 4.2, а). Если эти линии винтовые постоянного шага, то зубчатое колесо называют косозубые (рис. 4.2, б). С увеличением угла β наклона зуба повышается нагрузочная способность передачи, но возрастает осевая сила, дей­ствующая на валы и опоры. Обычно (β = 8…20°).

Разновидность косозубых зубчатых колес – шевронные колеса: без канавки (рис. 4.2, в) и с канавкой для выхода инструмента (рис. 4.2, г). Вследствие противоположного направления зубьев на полушевронах осевые силы взаимно уравновешены на колесе и не нагружают опоры. Обычно β = 25 … 40°.

Точку W касания начальных окружностей dw1 шестерни и dw2 колеса называют полюсом зацепления.

Для простоты изложения будем здесь рассматриваются передачи без смещения, для зубчатых колес которых диаметры dw начальные и d делительные совпадают: d1 = dw1, d2 = dw2. Однако в обозначении межо­севого расстояния для общности изложения индекс w сохраним: aw.

Расстояние между одноименными точками профилей соседних зубьев, измеренное в сечении, нормальном линиям зубьев, называют нормальным шагом р. Отношение р/π называют модулем и обозначают m.

Модуль является основной характеристикой размеров зубьев. Мо­дуль измеряют в мм и назначают из стандартного ряда:… 2; 2,5; 3; 4 ….

Запишем основные параметры зубчатой передачи через пара­метры зубчатых колес:

передаточное число с учетом того, что d = mz,

и = n1 / n2 = d2 /d1 = z2 /z1.

Межосевое расстояние для передач с внешним зацеплением аw= 0,5(d2 d1) и с внутренним аw= 0,5(d2d1).

Значения аw принимают из ряда предпочтительных чисел Ra40.

Обычно ширина b2 зубчатого колеса меньше ширины шестерни. В расчетах используют отношение ψba = b2/ аw , которое называют коэффици­ентом Ширины. Значения ψba стандартизованы: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8.

Конические зубчатые передачипередают механическую энер­гию между валами с пересекающимися осями. Обычно ∑ = 90° (рис. 4.3, а). Зацепление конических зубчатых колес можно рас­сматривать как качение делительных круговых конусов шестерни и колеса. Основные характеристики: углы делительных конусов δ1 и δ2, внешнее конусное расстояние Re.

Линии пересечения боковых поверхностей зубьев с делитель­ной конической поверхностью называют линиями зубьев. В зависи­мости от формы линии зуба различают передачи с прямыми зубьями (рис. 4.3, б), у которых линии зубьев проходят через вершину дели­тельного конуса, и с круговыми зубьями (рис. 4.3, в), линии зубьев которых являются дугами окружности d0 .

Конические колеса с круговыми зубьями характеризуют накло­ном линии зуба в среднем сечении по ширине зубчатого венца. Угол βn наклона – острый угол между касательной в данной точке к ли­нии зуба и образующей делительного конуса (рис. 4.3, в). Подробнее конические передачи рассматриваются ниже.

Разновидностью конических передач являются гипоидные пе­редачи, у которых оси вращения зубчатых колес не пересекаются, а перекрещиваются.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.3. Коническая передача

Точность зубчатых передач

Работоспособность зубчатых передач существенно зависит от точности изготовления зубчатых колес. Неизбежны погрешности изготовления: отклонения шага, профиля, направления зуба; ради­альное биение зубчатого венца; отклонение от параллельности и пе­рекос осей колес; колебание измерительного межосевого расстояния и др. Эти погрешности приводят к повышенному шуму во время ра­боты, потере точности вращения ведомого колеса, нарушению пра­вильности и плавности зацепления, возникновению колебаний, по­вышению динамичности и снижению равномерности распределения по длине контактных линий действующей в зацеплении нагрузки и к другим вредным эффектам.

Точность зубчатых колес, а также цилиндрических и кониче­ских передач регламентируют стандарты, в которых предусмотрены двенадцать степеней точности, обозначаемых в порядке убывания точности цифрами от 1 до 12. Наиболее часто применяют 6, 7 и 8-ю степени точности: 6-я степень соответствует высокоточным скоро­стным передачам, 7-я – передачам нормальной точности, работаю­щим с повышенными скоростями и умеренными нагрузками или с умеренными скоростями и повышенными нагрузками, 8-я – переда­чам пониженной точности.

Для каждой степени точности установлены три нормы:

норма кинематической точностирегламентирует разность между действительным и номинальным углами поворота ведомого зубчатого колеса передачи. Показатели кинематической точности влияют на внешнюю динамику передачи и точность позиционирова­ния выходного вала по отношению к входному;

норма плавности работырегламентирует за один оборот коле­са колебания скорости вращения, вызывающие динамические на­грузки и шум;

норма контакта зубьеврегламентирует прилегание зубьев в собранной передаче, степень равномерности распределения нагруз­ки по контактным линиям и определяет работоспособность силовых передач.

Регламентирован также боковой зазор зубчатой передачи – рас­стояние между боковыми поверхностями зубьев, определяющее свободный поворот одного из зубчатых колес при неподвижном парном зубчатом колесе. Боковой зазорнеобходим для предотвра­щения заклинивания зубьев передачи вследствие их расширения при рабочей температуре, для размещения смазочного материала и обес­печения свободного вращения колес. Боковой зазор обеспечивают допусками на толщину зубьев и межосевое расстояние. Размер зазо­ра задают видом сопряжения зубчатых колесв передаче: Н – ну­левой зазор, Е – малый,
D и С – уменьшенный, В – нормальный, А – увеличенный. Чаще всего применяют сопряжение вида В и С. Для реверсивных передач рекомендуют применять сопряжения с умень­шенными зазорами. Пример обозначения степени точности цилиндрической передачи для редуктора категории точности 1: 7-6-6-С. Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Расчет закрытых зубчатых передач

Зубчатая передача представляет собой два колеса или колесо и рейку с зубьями, посредством которых происходит их зацепление друг с другом. Зубчатое колесо с меньшим числом зубьев называется шестерней, и его параметрам присваивается индекс 1, с большим числом зубьев – колесом, и его параметрам присваивается индекс 2.

Все термины, определения и обозначения, касающиеся зубчатых передач, указаны в ГОСТ 16530-83, ГОСТ 16531-83 и ГОСТ 19325-73.

Наиболее часто зубчатые колеса выходят из строя из-за разрушения активных (контактирующих) поверхностей зубьев в результате развития усталостного выкрашивания и из-за поломок зубьев. Разрушение активных поверхностей зубьев обусловлено преимущественно действием контактных напряжений, а поломка зубьев (усталостный излом) возникает от больших перегрузок ударного характера или от действия переменных напряжений в течение сравнительно длительного срока службы (при общем числе циклов перемены напряжений
N> 4×106).

Поэтому зубчатые передачи подлежат расчету на контактную прочность активных поверхностей зубьев (основной расчет) и на прочность зубьев при изгибе.

Нижеприведенный расчет проведен в соответствии с положениями
ГОСТ 21354-87, но с некоторыми упрощениями, не нарушающими его сути и обеспечивающими достаточную точность инженерных расчетов.

4.1. Выбор материалов зубчатых колес

Основным материалом для изготовления зубчатых колес силовых передач служат легированные или углеродистые стали. Материал и технологию термообработки (ТО) стали назначают в зависимости от условий работы передачи и размеров колес.

Нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется, в основном, твердостью материала.

Наибольшую твердость (следовательно, наименьшие габаритные размеры и массу передачи) можно получить при изготовлении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термической и химико-термической обработке. В зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев после термической обработки зубчатые колеса можно условно разделить на две группы: одна с твердостью не более 350 НВ – нормализованные или улучшенные; другая с твердостью более 350 НВ (более 45 HRCэ) – закаленные, цементированные, нитроцементованные, азотированные.

При твердости материала не более 350 НВ чистовое нарезание зубьев производят после окончательной термической обработки заготовки. Поверхности нормализованных и улучшенных зубьев хорошо прирабатываются, и погрешности, допущенные при нарезании зубьев и сборке передачи, частично устраняются. Но улучшенные и нормализованные зубчатые колеса имеют сравнительно невысокую прочность, вследствие чего передачи с такими колесами получаются относительно больших размеров. Поэтому эти способы упрочнения зубьев используют в передачах, масса и габаритные размеры которых строго не ограничены.

Для малонагруженных передач находят применение стальное литье и чугун. В некоторых передачах используют пластмассовые зубчатые колеса.

В табл. 4.1 приведены усредненные значения механических характеристик и виды термообработки некоторых распространенных марок конструкционных сталей (углеродистых качественных – ГОСТ 1050-88 и легированных –
ГОСТ 4543-71), используемых для изготовления зубчатых колес. Следует обратить внимание на то, что механические характеристики сталей зависят не только от химического состава и вида термообработки, но и от размеров характерного сечения заготовок.

Подвергая сталь одной и той же марки различной термической обработке, можно получить различные её механические свойства, поэтому с целью сокращения номенклатуры материалов для шестерни и колеса передачи обычно применяют одну и ту же сталь разной термической обработки, при этом следует учитывать, что в правильно спроектированной зубчатой паре соотношение твердостей активных поверхностей зубьев шестерни и колеса не может быть выбрано произвольно – при Н ≤ 350 НВ твердость шестерни назначается больше твердости колеса, причем разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев составляет (20–50)НВ. Рекомендуется использование следующих сочетаний:

I – стали, одинаковые для колес и шестерни, марок: 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ. ТО колеса – улучшение, твердость 235..262 НВ. Термическая обработка шестерни – улучшение, 269…302 НВ;

II – стали, одинаковые для колес и шестерни, марок: 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ. ТО колеса – улучшение, 235..262 НВ. Термическая обработка шестерни – улучшение и закалка с нагревом ТВЧ, 45…56 HRCэ;

III – стали, одинаковые для колес и шестерни, марок: 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ. Термическая обработка колеса и шестерни – улучшение и закалка с нагревом ТВЧ, 45…56 HRCэ;

IV – стали, одинаковые для колес и шестерни, марок: 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГМ. Термическая обработка колеса и шестерни одинаковые – улучшение, цементация и закалка, 56…63 HRCэ.

Зубья колес при НВ> 350 нарезают до термообработки, а доводочные операции (шлифование, хонингование) выполняют после термообработки с целью устранения коробления (деформации) зубьев.

Таблица 4.1

Механические характеристики сталей марок,
наиболее часто используемых для изготовления зубчатых колес

Применяемые способы упрочнения:

1) нормализация характеризуется низкой нагрузочной способностью, но хорошей прирабатываемостью зубьев колес и сохранением во времени точности, полученной при механической обработке. Стали – 35, 45, 35Л;

2) улучшение характеризуется теми же свойствами, что и при нормализации, но большей трудностью при нарезании зубьев из-за их большей твердости. Стали – 45, 40Х, 35ХМ, 40ХН, 45Л, 40ГЛ;

3) закалка токами высокой частоты (ТВЧ) характеризуется средней нагрузочной способностью при использовании достаточно простой технологии и плохой прирабатываемостью зубьев передачи из-за их повышенной твердости. Следует иметь в виду, что при модулях m ≤ (3..5) мм зуб прокаливается насквозь, что делает его хрупким. Для закалки таких зубчатых колес можно применять ТВЧ с самоотпуском. Например, для зубчатых колес коробок передач с модулем 3 мм, изготовленных из стали 40Х, рекомендуется нагрев со скоростью 30 оС в секунду в индукторе шинного типа с последующей закалкой в масле. Закалка колес с модулем m ≤ 3 затруднена. Следует также иметь в виду, что использование шестерни, закаленной при нагреве ТВЧ, и улучшенного колеса дает большую нагрузочную способность, чем улучшенная пара с той же твердостью колеса. Такая пара хорошо прирабатывается, и её применение предпочтительно, если нельзя обеспечить высокую твердость зубьев колеса. Используемые стали – 35ХМ, 40ХН, 50ХН, применение углеродистых сталей типа 45 недопустимо;

4) пламенная закалка – 35ХМ, 40ХН;

5) объемная закалка – 45, 40Х, 35ХМ, 40ХН;

6) цементация (насыщение поверхностных слоев колес углеродом) – с последующей закалкой повышает твердость рабочих поверхностей зубьев до HRCэ 58…63, при глубине цементованного слоя не более 2 мм. Процесс выполнения цементации занимает много времени и дорог. Стали – 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А;

7) газовая нитроцементация – 25ХГМ;

8) азотирование (мягкое) (насыщение поверхностных слоев колес азотом) обеспечивает твердость такую же, как и при цементации, но из-за небольшой толщины твердого слоя (0,1…0,6 мм) зубья становятся чувствительными к перегрузкам и непригодными в условиях абразивного изнашивания. Степень коробления при азотировании очень мала, поэтому такую термообработку целесообразно применять, когда трудно выполнить шлифование зубьев. Стали – 40Н2МА, 38ХМЮА или ее заменители 38ХВЮА, 38ХЮА.

При проектировании передачи следует учитывать, что чем выше твердость рабочей поверхности зубьев, тем выше допускаемые напряжения и тем меньше размеры передачи.

Заготовки для колес получают ковкой, штамповкой и литьем. Стальное литье обладает пониженной прочностью, поэтому его используют обычно для колес больших размеров, работающих в паре с кованой шестерней.

4.2. Выбор допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения, МПа, определяют при расчёте зубчатых передач на контактную выносливость согласно ГОСТ 21354-87 отдельно для шестерни, отдельно для колеса и затем для передачи.

Допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную выносливость определяют согласно ГОСТ 21354-87 по формуле:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.2.1)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – минимальный коэффициент запаса прочности; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент долговечности; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающих вязкость смазочного материала (обычно принимают
Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн =1); Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий исходную шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости и зависящей от ее значения (его определяют по графику на рис. 4.4); Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий разность твёрдости материалов сопряженных поверхностей зубьев; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий размер колеса.

Значение коэффициента Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн принимают для того колеса, зубья которого имеют более грубую поверхность, в зависимости от параметра шероховатости поверхности: Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 1 при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн мкм; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 0,95 при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн мкм; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 0,9 при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн мкм.

Коэффициент, учитывающий диаметр d (см. рисунок к табл. 4.1) заготовки зубчатого колеса:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.2.2)

При d < 700 мм принимают Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 1.

В общем машиностроении точность изготовления зубчатых колёс, как правило, не выше класса точности 7, диаметр колес достигает максимум 700 мм, а окружная скорость до 6 м/с. Поэтому формулу (4.2.1) можно использовать в упрощенном виде:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.2.3)

Коэффициент запаса прочности Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн интегрально учитывает приближенный характер расчёта. При отсутствии необходимых фактических статистических данных можно применять следующие минимальные значения: для зубчатых колёс с однородной структурой материала Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 1,1, с поверхностным упрочнением зубьев Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 1,2, а для передач, выход из строя которых связан с тяжелыми последствиями, рекомендуется Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 1,25.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.4. График для определения коэффициента Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Коэффициент долговечности Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн можно определить по графику (рис. 4.5) или формулам, приведенным ниже.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.5. График для определения коэффициента Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

При Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.2.4)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости материала; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – расчетное число циклов напряжений.

Для материалов однородной структуры Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , для материалов с поверхностным упрочнением Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

При Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.2.4. а)

Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, определяют по графику (рис. 4.6) или формуле

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.2.5)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – поверхностная твердость материала.

Расчетное число циклов при постоянном режиме нагружения:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.2.6)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – частота вращения колеса, по материалу которого определяют допустимые напряжения, мин-1; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – число зацеплений зуба за один оборот колеса;
Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – расчетный ресурс работы передачи, ч.

При переменной нагрузке (при наличии циклограммы нагружения)

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.2.7)

где k – число режимов нагружения; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – вращающий момент на i-омрежиме, Н∙м; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – максимальный вращающий момент за весь период нагружения, Н∙м; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – частота вращения на i-мрежиме, мин-1; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – длительность i-ого режима, ч.

Предел контактной выносливости поверхности зубьевПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, определяют по выражениям, приведённым в таблице 4.2. В эти формулы подставляют значения твердости материала, выбранные из таблицы 4.1.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.6. График для определения базового числа циклов перемены напряжений Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Таблица 4.2

Предел контактной выносливости
в зависимости от термохимической обработки зубьев

При заданной поверхности обеспечения контактной твердости качество расчетного значения твердости желательно выбирать не минимальное или среднее значение, а наиболее вероятное:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.2.8)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – среднее значение твердости; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент риска; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – среднее квадратичное отклонение.

Полагая, что разброс значения твердости подчиняется нормальному закону распределения, с достаточной степенью точности имеем

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; (4.2.9)

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.2.10)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – соответственно максимальное и минимальное значения твердости (см. табл. 4.1).

Коэффициент риска определяется в зависимости от значения функции
Лапласа.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.2.11)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – вероятность безотказной работы; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – заданная вероятность ресурса работы.

В качестве допустимого напряжения при проектном и проверочном расчетах используют:

– для прямозубых цилиндрических и конических передач – минимальное из допустимых контактных напряжений зубьев шестерни Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн и колеса Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , определенных по выражению 4.2.1 или 4.2.2;

– для косозубых, шевронных и конических передач с непрямыми зубьями – значения напряжения, вычисляемое по выражению

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.2.12)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – меньше из значений Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн и Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , МПа.

При этом должно выполняться условие Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн цилиндрических и Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн конических передач.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.7. График соотношения твердостей, выраженных в единицах HB, HRC и HV

Допустимые напряжения изгиба, МПа, определяют при расчете зубчатых передач на выносливость при изгибе согласно ГОСТ 21354-87 по формуле

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.2.13)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент запаса прочности; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент долговечности; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – опорный коэффициент; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий диаметр заготовки зубчатого колеса.

Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.2.13. а)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа, соответствующий базовому числу циклов напряжений и установленный для от нулевого (пульсирующего) цикла напряжений: определяют в зависимости от способа термической или химико-термической обработки по таблице 4.3; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий технологию изготовления: при выполнении всех условий, предусмотренных в технологии Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , при отклонении от примечаний в таблице 4.3 принимают Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса: для поковок и штамповок Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , проката Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , литых заготовок Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев: определяют в зависимости от способа термической или химико-термической обработки по таблице 4.3. Для колес с нешлифованной переходной поверхностью зубьев принимают Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности; определяют в зависимости от способа термической или химико-термической обработки по таблице 4.3. Для зубчатых колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности принимают Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий способ приложения нагрузки Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; при одностороннем приложении, при двустороннем приложении Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Коэффициент долговечности

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.2.14)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – базовое число циклов напряжения: для всех сталей Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ;

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы, млн циклов.

Для зубчатых колес из материала однородной структуры, а также закаленных при нагреве ТВЧ со сквозной закалкой и со шлифованной переходной поверхностью независимо от твердости и термообработке зубьев Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . Тогда

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.2.15)

Для зубчатых колес азотированных, цементированных и нитроцементированных с нешлифованной переходной поверхностью Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . В этом случае

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.2.15. а)

Если полученное по формулам (3.2.15) и (3.2.15 а) значение коэффициента долговечности меньше нижнего предела или больше верхнего, то для дальнейших расчетов необходимо принимать предельные значения.

Для передач, работающих с ресурсом Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (большинство редукторов принятых объектов общего машиностроения), Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений (опорный коэффициент), определяется по формуле

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.2.16)

Для передач объектов общего машиностроения с достаточной степенью точности можно принимать Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн учитывает шероховатость переходной поверхности. Для шлифования и зубофрезерования при шероховатости поверхности Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн мкм принимают Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . Для полирования зависимость от термического упрочнения принимают: при цементации, нитроцементации, азотировании (полировании до термохимической обработки) Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , при нормализации и улучшении Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , при закалке ТВЧ, когда закаленный слой повторяет очертание впадины между зубьями Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Коэффициент, учитывающий диаметр d заготовки зубчатого колеса, определяют по формуле

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (4.2.17)

Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн запаса прочности интегрально учитывает приближенный характер метода расчета. В таблице 4.3 приведены значения Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн в зависимости от способа термической обработки. Анализ значений коэффициентов, входящих в формулы (4.2.13) и (4.2.13. а), показывает, что при проектировании передач допустимые напряжения изгиба с достаточной точностью можно определять по упрощенной формуле:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.2.18)

Результаты расчета по упрощенной формуле не повлияют на надежность и прочность проектируемой передачи.

Таблица 4.3

Приближенные значения Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (ГОСТ 21354-87)

Сталь Способ термической или термохимической обработки Твердость активной поверхности зубьевПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , МПаПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн *Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн **Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
Углеродистая и легированная, содержащая более 0,15 % углерода (например, марок 40,45 по ГОСТ 1050-88, марок 40ХН2МА, 18Х2Н4ВА по ГОСТ 4543-71*) Нормализация, улучшение 180…350 НВ 1,75НВ 1,1 1,1…1,3 1,7
Легированные стали, с 0,4…0,55 % углерода (40Х, 40ХН и другие по
ГОСТ 4543-71*)
Объемная закал­ка с применением средств против обезуглероживания 40…55 HRC0,9
0,75
1,05..1,15
1,1…1,2
1,7
Легированная, содержащая 1 % никеля (40ХН, 50 ХН и другие по ГОСТ 4543-71*) Объемная закалка при возможном обезуглероживании 45…55 HRC1__
0,8
1,1…1,3
1,1…1,2
1,7

Окончание табл. 4.3

Прочая легированная (марок 40Х, 40ХФА по
ГОСТ 4543-71*)
Объемная закалка при возможном обезуглероживании 45…55 HRC1
0,8
1,1…1,3
1,1…1,2
1,7
Содержащая алюминий
Прочая
Легированная
Азотирование 700…950 HV
550…750 HV
(для сердцевины 24..40 HRCэ)
290 12HRC
(для сердцевины)
1,7
Легированные стали всех марок Цементация в средах с неконтролируемым углеродным потенциалом и закалке с применением средств против обезуглероживания, достигается содержание углерода на поверхности 0,4…1,4 % 56…63 HRC0,8
0,65
1,1…1,2
1,15…1,3
1,65
 
Легированные стали, не содержащие молибден (марок 25ХГТ, 30ХГТ, 35Х и др. по
ГОСТ 4543-71*)
Нитроцементация (концентрация на поверхности 0,7…1 % углерода и 0,15…0,5 % азота) 57…63 HRC 0,751,05…1,1
1,1…1,35
1,55
Примечание:*Данные в знаменателе принимают, если не гарантировано отсутствие шлифовочных прижогов, микротрещин или острой шлифовочной ступеньки.
** Данные в знаменателе принимают для зубчатых колес, упрочняемых дробью или роликами после шлифования с образованием ступеньки на переходной поверхности.

4.3. Расчет цилиндрических зубчатых передач

Исходные данные при заданной схеме передачи (получены из кинематического расчета привода):

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – вращающий момент на колесе, Н×м;

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – частота вращения колеса, об/мин;

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн передаточное отношение;

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – требуемый ресурс (время работы), ч;

вид передачи (прямозубая или косозубая);

циклограмма нагружения;

характер производства – единичный, мелкосерийный, крупносерийный.

Date: 2022-08-30; view: 434; Нарушение авторских прав

§

В ходе проектного расчета закрытых прямо- и косозубых зубчатых передач устанавливают предварительные размеры передачи.

1. Выбирают материал и способ обработки (п. 3.2.1).

2. Рассчитывают допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба (п. 3.2.2).

3. Определяют коэффициент относительной ширины колес Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . Этот параметр выбирают в следующих пределах: для колес из улучшенных сталей при несимметричном расположении относительно опор принимают Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , из закаленных сталей при таком же расположении 0,25…0,315; для любых колес при симметричном расположении относительно опор 0,4.. 0,5; для шевронных колес 0,6..0,8; для передвижных шестерен коробок передач Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

4. Определяют межосевое расстояние передачи.

По ГОСТ 21354-87 сначала вычисляют ориентировочное значение межосевого расстояния, мм.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.1)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн расчетный коэффициент; для прямозубых передач Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , для косозубых и шевронных Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – передаточное число; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнвращающий момент на колесе, Н∙м; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии. При проектном расчете принимают Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (меньшее значение при твердости материала колес Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , большее – при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ), Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн допустимое контактное
напряжение, МПа (п. 3.2.2).

Полученное значение Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн округляют по (ГОСТ 2185-66*) до ближайшего числа из рядов, имея в виду, что значения первого ряда предпочтительнее:

1-й ряд – 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800;

2-й ряд – 140, 180, 225, 280, 355, 450, 560, 710, 900.

5. Принимают нормальный модуль Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн для прямозубых передач (он же является окружным модулем Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ) в зависимости от Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн : для нормализованных или улучшенных колес Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , для колес с закаленными зубьями Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . Выбранное значение модуля округляют до ближайшего стандартного (ГОСТ 9563-60), имея в виду, что значения без скобок предпочтительнее: 1; 1,25; 1,5; (1,75); 2; (2,25); 2,5; (2,75); 3; (3,25); 3,5; (3,75); 4; (4,25); 4,5; 5; (5,5); 6; 6,5; (7); 8; (9); 10; (11); 12.

Для прямозубых передач с целью сохранения стандартного значения Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн модуль необходимо назначать кратным этому значению.

6. Определяют числа зубьев шестерни и колеса:

– для прямозубых передач

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; (4.3.2)

– для косозубых передач

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.3)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнсуммарное число зубьев шестерни и колеса; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнугол наклона зубьев, град.

Предварительно принимают Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 8…20°. Нижнее значение ограничено с целью обеспечения минимума двухпарного зацепления, верхнее – во избежание больших осевых сил. Для шевронных колес Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 25…30° (40°).

Полученное значение Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн округляют до ближайшего целого значения и уточняют угол зубьев:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.4)

В этом случае сохранится стандартное значение межосевого расстояния.

Для косозубых колес число зубьев шестерни Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн при некорригированном зацеплении выбирают из условия

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.5)

7. Далее определяют остальные гео­метрические параметры.

· При некоррегированном зацепле­нии делительные диаметры, мм, соот­ветственно шестерни и колеса (рис. 4.8) с точностью до сотых долей вычисляют по формулам:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.6)

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.8. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

· Затем проверяют межосевое рассто­яние:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.7)

· Ширина колеса, мм:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.8)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – рабочая ширина венца зубчатого колеса.

Для косозубых передач необходимо проверять условие

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.9)

Ширину шестерни Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн принимают приблизительно на 5 мм больше шири­ны Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн с целью компенсации возможных погрешностей сборки.

· Диаметры окружностей, мм, соот­ветственно вершин и впадин зубьев шестерни:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.10)

· Диаметры окружностей, мм, соответ­ственно вершин и впадин зубьев
колеса:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.11)

После выполнения проектного расче­та, учитывая, что основным видом разру­шения закрытых зубчатых передач явля­ется усталостное выкрашивание (питтинг) поверхности зубьев вблизи полюс­ной линии, переходят к проверочному расчету на контактную выносливость.

Date: 2022-08-30; view: 184; Нарушение авторских прав

§

Согласно ГОСТ 21354-87 этот расчет выполняется по условию

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.12)

Контактное напряжение, МПа, без учета дополнительных нагрузок
( Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ):

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.13)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, МПа: для стали Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн МПа; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнокружная сила, Н: Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.14)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – угол зацепления, град.

При Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.15)

Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн рекомендуется определять по формулам:

– для прямозубых колес

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.16)

– для косозубых колес

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.17)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент торцевого перекрытия зубьев, определяемый по
вы­ра­жению

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.18)

Коэффициент нагрузки в зоне контакта зубьев:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.19)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , если в циклограмме учтены внешние нагрузки; в других случаях необходимо использовать данные таблиц 4.1, 4.2, 4.3; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Значение Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн выбирают в зависимости от твердости поверхности зубьев, ширины колес и схемы передач (см. рис. 4.9); Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями (ГОСТ 21354-87): для прямозубых передач Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , для косозубых и шевронных значение Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн определяют по графику (см. рис. 4.10).

Таблица 4.4

Коэффициент КА внешней динамической нагрузки
при расчетах на усталостную прочность

Режим
нагружения
двигателя
Значение коэффициента КА при режиме нагружения ведомой машины
равномерном с малой
неравномерностью
со средней
неравномерностью
со значительной неравномерностью
Равномерный 1,25 1,5 1,75
С малой
неравномерностью
1,1 1,35 1,6 1,85

Окончание табл. 4.4

Со средней
неравномерностью
1,25 1,5 1,75 Свыше 2
Со значительной
неравномерностью
1,5 1,75 Свыше 2,25
 
Примечание:1. Табличные значения равны отношению эквивалентных нагрузок к номинальным и распространяются на передачи, работающие вне резонансной области.
2. При наличии в приводе гидравлических и упругих муфт, демпфирующих колебания, табличные значения коэффициента КА могут быть уменьшены на 20…30 % при условии, что КА ≥ 1. 3. Двигатели и машины, работающие в указанных здесь режимах, перечислены в таблицах 4.5, 4.6.

Таблица 4.5

Характерные режимы нагружения двигателей

Режим нагружения Вид двигателя
Равномерный Электродвигатель; паровые и газовые турбины при стабильных режимах эксплуатации и небольших пусковых моментах
С малой неравномерностью Гидравлические двигатели, паровые и газовые турбины при больших часто возникающих пусковых моментах
Со средней неравномерностью Многоцилиндровый двигатель внутреннего сгорания
Со значительной неравномерностью Одноцилиндровый двигатель внутреннего сгорания

Таблица 4.6

Характерные режимы нагружения ведомых машин

Режим нагружения Вид рабочей машины
Равномерный Электрический генератор; равномерно рабо­тающие ленточные и пластинчатые конвейеры; легкие подъемники; упаковоч­ные маши­ны; вентиляторы; перемеши­вающие устройства и мешалки для веществ равномерной плотности; турбокомпрессоры; легкие центрифуги; механизмы с вращающи­мися деталями

Окончание табл. 4.6

С малой неравномерностью Неравномерно работающие ленточные и пластинчатые транспортеры (для штучных грузов); шестеренные и ротационные насосы; главные приводы станков; тяжелые подъемники; механизмы кранов с вращающимися деталями; тяжелые центрифуги; перемешивающие устройства и мешалки для веществ переменой плотности; поршневые многоцилиндровые, гидравлические насосы; экструдеры; каландры
Со средней неравномерностью Экструдеры; мешалки с прерывающимся процессом; легкие шаровые мельницы; деревообрабатывающие станки; одноцилиндровые поршневые насосы; подъемные машины
Со значительной неравномерностью Экскаваторы, черпалки (приводы ковшей, цепных черпалок, грохотов); тяжелые шаровые мельницы; резиносмесители; дробилки; кузнечные машины; тяжелые дозировочные насосы; ротационные буровые машины; брикетные прессы

Рекомендуемые степени точности изготовления зубчатых передач в зависимости от их назначения и окружной скорости указаны в таблице 4.7.

Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, при необходимости точного расчета рекомендуется определять по формуле

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.20)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – удельная окружная динамическая сила, Н/мм, Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – расчетная удельная окружная сила в зоне наибольшей ее концентрации, Н/мм.

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.21)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и моди-фикации профиля головок зубьев (табл. 4.8); Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (табл. 4.9); Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – окружная скорость, м/с; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – межосевое расстояние, мм; и – передаточное число.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.9. Графическое определение значений К и К : цифры на кривых соответствуют
передачам на схемах; более точное определение К и К по ГОСТ 21354-87

Таблица 4.7

Рекомендуемые степени точности изготовления зубчатых передач

Вид передачи Степень точности изготовления передачи при окружной скорости ω, м/с
до 5 5…8 8…12,5 свыше 12,5
Цилиндрическая:
прямозубая
косозубая
 

 

 

 

Коническая:
прямозубая
с круговыми зубьями
 

 

 

 

Таблица 4.8

Значение коэффициента Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Таблица 4.9

Значение коэффициента Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Модуль m, ммПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн при степени точности изготовления передачи
по нормам плавности (ГОСТ 1643 – 81)
До 3,55 2,8 3,8 4,7 5,6 7,3
Свыше 3,55 3,1 4,2 5,3 6,1 8,2
Свыше 10 3,7 4,8 6,4 7,3 13,5

Если значения Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , вычисленные по формуле (4.3.21), превышают предельные значения, указанные в таблице 4.10, то следует принимать предельные значения из таблицы.

Таблица 4.10

Предельные значения Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн и Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , Н/мм

Расчетная удельная окружная сила в зоне ее наибольшей кон­цен­трации, Н/мм:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Для расчетов зубчатых передач объектов общего машиностроения с достаточной точностью можно использовать значения коэффициентов Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , указанные в таблице 4.11.

Таблица 4.11

Значения коэффициентов нагрузки KНυ и КFv

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.10. График для определения коэффициента Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн для косозубых и шевронных передач, а также конических передач с круговыми зубьями
(цифры соответствуют степени точности передачи)

Если нагрузка передачи по контактным напряжениям выше 10 % или перегрузка более 5 %, то необходимо скорректировать ширину колеса, межосевое расстояние или применить другой материал.

Date: 2022-08-30; view: 243; Нарушение авторских прав

§

В этом случае при действии максимальной нагрузки Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн :

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.22)

Наибольшее в течение заданного срока службы контактное напряжение определяют по формуле:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.23)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент нагрузки, определяемый при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Допустимое предельное напряжение Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн принимают в зависимости от способа химико-термической обработ­ки зубчатого колеса:

– для зубчатых колес, подвергнутых нормализации, улучшению, объемной закалке:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; (4.3.24)

– для зубьев, подвергнутых цемента­ции или контурной закалке:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; (4.3.25)

– для азотированных зубьев:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.26)

Проектный расчет на выносливость зубьевпри изгибе

В процессе этого расчета определяют размеры закрытых зубчатых передач, у которых твердость колес НВ > 350, и открытых зубчатых передач.

Исходные данные для расчета: цик­лограмма нагружения; параметр Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн или межосевое расстояние Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ;число зубьев шестерни Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ;угол наклона зуба Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; коэффициент осевого перекрытия ( Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн или Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ); материал и твердость рабочих поверхностей зубьев.

При предварительных расчетах параметр Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн можно принимать по
таблице 4.12.

Таблица 4.12

Рекомендуемые значения Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Расположение колеса
относительно опор
Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн при твердости рабочих поверхностей зубьев
НВ2 ≤ 350
или НВ1 ≤ 350
и НВ2 ≤ 350
НВ1 > 350, НВ2 > 350
Симметричное 0,8…1,4 0,4…0,9
Несимметричное 1,6…1,2 0,3…0,6
Консольное 0,3…0,4 0,2…0,25

Число зубьев шестерни рекоменду­ется выбирать в пределах Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Расчетное значение модуля при за­данном параметре Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн определяют по формуле

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.27)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – расчетный коэффициент: для прямозубых передач Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 14; для косозубых при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн > 1 и шевронных передач Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 11,2; для косозубых при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ≤ 1 передач Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 12,5; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – нагрузка на шестерню; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии. Его принимают в зави­симости от параметра Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн по графику; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – допустимое напряжение изгиба; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий форму зуба.

Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн определяют по графику (рис. 3.3.4) в зависимости от числа зубьев эквивалентного колеса Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Для передач, выполнен­ных без смещения исходного контура, с достаточной степенью точности значе­ние Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн можно выбрать из табл. 4.13.

Таблица 4.13

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн для передач, выполнен­ных без смещения исходного контура

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн 4,47 4,28 4,08 3,9 3,8 3,7 3,65 3,62 3,6 3,6

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.11. График для определения коэффициента Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
в зависимости от эквивалентного числа зубьев Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Date: 2022-08-30; view: 192; Нарушение авторских прав

§

Для предотвращения усталостного излома шестерни и колеса должно выполняться условие:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн, (4.3.28)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – расчетное местное напряжение изгиба в опасном сечении; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – допустимое напряжение.

Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.29)

Коэффициент нагрузки при изгибе:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.30)

Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн формы зуба выбирают в зависимости от числа зубьев эквивалентного колеса. Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий при расчетах понапряжениям изгиба, определяют по графику (см. рис. 4.9) в зависимости от параметра Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , твердости поверхностей зубьев и места установки колес относительно опор.

Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,учитывающий динамическую нагрузку, можно определить по таблице 4.11 или формуле

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.31)

Удельную окружную динамическую силу при изгибе принимают для дальнейших расчетов по табли­це 4.10 или рассчитывают по выражению

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.32)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: для косозубых и шевронных передач Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 0,06; для прямозубых передач с модификацией головки Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 0,11; для прямозубых передач без модификации головки Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 0,16; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (см. табл. 4.9);
Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – окружная скорость, м/с.

Удельную расчетную окружную силу при расчете на изгибную прочность определяют по формуле:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.3.33)

Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн учитывает распределение нагрузки между зубьями. Для расчета на выносливость при изгибе прямозубыхпередач можно принимать Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . Для косозубых и шевронных передач значения Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн выбирают в зависимости от степени точности изготовления передачи:

Степень точности 6 7 8 9

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн 0,72 0,81 0,91 1

При необходимости более точного расчета Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн следует воспользоваться ре­комендациями ГОСТ 21354 – 87.

Коэффициент, учитывающий на­клон зуба:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.34)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент осевого перекрытия. Желательно проектировать передачу так, чтобы Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн был бы близок или равен целому числу.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в прямозубых передачах, Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,в косозубых передачах – Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ) или Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
(при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ≥1).

Date: 2022-08-30; view: 187; Нарушение авторских прав

§

Прочность зубьев, необходимую для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют из условия:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.35)

т.е. сопоставляя расчетное и допустимое напряжения изгиба в опасном сечении при максимальной нагрузке.

Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.3.36)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – максимальная нагрузка; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – рабочая нагрузка.

Ориентировочно можно принимать Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн при НВ <350 и Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн при НВ > 350 (здесь Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – предел текучести материала).

4.4. Расчет конических передач

Конические зубчатые передачи применяются при необходимости передачи вращающего момента между валами, оси которых пересекаются. Угол между осями обычно равен 90°. Но возможен угол и отличный от 90°.

Конические колеса выполняются с прямыми, тангенциальными, круговыми и другими криволинейными зубьями (рис. 4.13).

По сравнению с цилиндрическими зубчатыми передачами, конические имеют большую массу и габаритные размеры, дороже в изготовлении и требуют тщательной регулировки закрепления при монтаже и в процессе эксплуатации. Кроме того, в коническом зацеплении возникают осевые силы, дополнительно нагружающие подшипники. Нагрузочная способность конической прямозубой передачи приблизительно на 15 % ниже цилиндрической.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.13. Виды конических зубчатых колес с прямыми а,

тангенциальными б и круговыми в зубьями

Область применения конических колес с прямыми зубьями ограничена окружной скоростью до 3 м/с. Колеса с косыми (тангенциальными) зубьями используют редко, так как они очень чувствительны к погрешностям изготовления и монтажа и трудоемки в изготовлении. При окружных скоростях более 3 м/с в основном применяют зубчатые колеса с круговыми зубьями. Они проще в изготовлении, менее чувствительны к погрешностям изготовления и монтажа. Их зубья обладают высокой изгибной прочностью, а передачи с такими колесами – большой плавностью зацепления. Существенный недостаток передач с косыми и круговыми зубьями – возникающие в них осевые усиления, которые при изменении направления вращения колес меняются по значению и направлению.

Основные кинетические и геометрические параметры. В зависимости от размеров сечений по длине зубья конических колес выполняют трех форм
(рис. 4.14).

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.14. Формы зубьев конических колес

Осевую форму 1 применяют для конических передач с прямыми и тангенциальными (косыми) зубьями, а также для передач с круговыми зубьями при нормальном модуле Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , угле наклона линии зуба на среднем диаметре Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн °и общем числе зубьев Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .Для этой формы характерны нормальные понижающиеся зубья и совпадения вершин делительного и внутреннего конусов.

Осевая форма 2 характеризуется равноширокими зубьями и несовпадением вершин делительного и внутреннего конусов. При такой форме ширина впадины постоянная, а толщина зуба по делительному конусу увеличивается пропорционально расстоянию от вершины. Это основная форма для колес с круговыми зубьями, так как позволяет обрабатывать одновременно обе поверхности зубьев.

Осевой форме 3 присущи равновысокие зубья, так как образующие делительного и внутреннего конусов параллельны между собой. Такую форму применяют для круговых зубьев при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн и средних конусных расстояниях
от 75 до 750 мм.

Для конических колес удобнее задавать и измерять размеры зубьев на внешнем торце. Так, в колесах с зубьями формы I задают внешний окружной модуль Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , значение которого может быть нестандартное. В конических колесах с зубьями формы II принято применять нормальный модуль Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн на середине ширины зубчатого венца.

Для нарезания круговых зубьев используют немодульный инструмент, позволяющий обрабатывать зубья в некотором диапазоне модулей.

Поэтому допускается использование передач с нестандартными и даже дробными модулями.

Между модулями Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн и Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн существует следующая зависимость:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.4.1.)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент относительной ширины колеса; b – ширина зубчатого венца; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – внешнее конусное расстояние; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – угол наклона линии
зуба.

При выборе Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн следует помнить, что его увеличение улучшает плавность зацепления, но при этом возрастает осевое усиление зацепления, и, как следствие, увеличиваются габаритные размеры подшипниковых узлов. Для трансмиссий обычно применяют Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

При ведущей шестерне конические передачи выполняют, как правило, с передаточным отношением Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . В передачах с круговыми зубьями предельное значение Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . Если шестерня ведомая, то передаточное отношение должно быть не более 3,15.

Число зубьев шестерни обычно задают в пределах Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн Минимальное число зубьев шестерни конических передач, при котором отсутствует подрезание зубьев, определяют по формулам: для прямозубых передач с исходным контуром по ГОСТ 13754-81:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.4.2)

Для передач с круговыми зубьями при выполнении исходного контура по ГОСТ 16202-81:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (3.4.3)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – половина угла делительного конуса.

Для выбора Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн в конических передачах рекомендуется: для зубчатых передач с твердостью рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн число зубьев шестерни определяется по графикам на рис. 4.15 в зависимости от внешнего делительного диаметра шестерни Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.15. Графики для определения зубьев конической шестерни

а – прямозубой; б – с круговыми зубьями

Схема сил, действующих в прямозубом коническом зацеплении приведена на рис. 4.16, а, б, в геометрические размеры конического зацепления – на
рис. 4.16, г.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

а) б)

Рис. 4.16. Схема сил, действующих в прямозубом коническом зацеплении,

и геометрические размеры конического зацепления

Таблица 4.14

Условные обозначения и основные формулы геометрического расчета
параметров ортогональной конической передачи
с круговыми зубьями, изготовленными по форме 1

Окончание табл. 4.14

При твердости Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ≤350 и Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ≤350 значение Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , определенное по графику, увеличивают в 1,6 раза; при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн и Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ≤350 – в 1,3 раза.

Подробный расчет для прямозубых конических передач приведен в
ГОСТ 19624-74, а для колес с круговыми зубьями – в ГОСТ 19326-73.

Основные зависимости для определения геометрических параметров ортогональной конической передачи с круговыми зубьями, изготовленными по форме 1 и форме 2, указаны в таблицах 4.14. и 4.15.

Таблица 4.15

Основные формулы геометрического расчета параметров ортогональной
конической передачи с круговыми зубьями, изготовленными по форме 2

Окончание табл. 4.15

В конических передачах Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн >1; чтобы повысить сопротивление заеданию в зацеплении, шестерню рекомендуется выполнять с положительным смещением ( Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн для прямозубых передач, Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн для передач с круглыми зубьями), а колесо – с равным ему по абсолютной величине отрицательным смещением
( Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн или Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ).

Значение Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн и Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн определяют по таблицам ГОСТ 19624-74,
ГОСТ 19326-73 или по формуле

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.4.4)

Для конических зацеплений с Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ≥2,5 применяют тангенциальную коррекцию, за счет которой увеличивается толщина зуба шестерни при соответственном уменьшении толщины зуба колеса, что приводит к выравниванию их прочности на изгиб. Коэффициент тангенциального смещения (изменения расчетной толщины зуба исходного контура):

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.4.5)

где a, b – постоянные коэффициенты, характеризующие инструмент: a= 0,03,
b = 0,08 для прямозубых передач; а = 0,11, b = 0,01 для передач с круговыми зубьями – при βm=35°.

Тангенциальная коррекция не требует специального инструмента, ее выполняют разведением резцов, обрабатывающих противоположные стороны зубьев. Применение высотной коррекции в сочетании с тангенциальной позволяет одновременно уменьшить вероятность заедания зубьев и выровнять прочность зубьев шестерни и колеса.

Date: 2022-08-30; view: 215; Нарушение авторских прав

§

По критериям эти расчеты аналогичны расчетам цилиндрических передач, отличаются лишь уточнением некоторых коэффициентов и определением внешнего делительного диаметра колеса вместо межосевого расстояния.

Для прямозубых конических колес и колес с круговыми зубьями при
βm = 35° и Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн= 0,285 ориентировочное значение внешнего делительного диаметра Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , мм, можно определить по формуле

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.4.6)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – расчетный вращающий момент на колесе, Н Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн м; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса. Для конических передач коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн можно определятьпо графикам (см. рис. 4.9) при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 0,285; u – передаточное число, должно соответствовать одному из стандартных значений; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – допустимое контактное напряжение, МПа; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент вида зубьев: для конических передач с прямым зубом Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн= 0,85; для передач с круговым зубом его определяют по формулам таблицы 4.16.

Таблица 4.16

Формулы для определения коэффициентов Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн и Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Коэффициент Твердость рабочих поверхностей зубьев
HB Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , HB Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн HRC Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,HB Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн HRC Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,НRC Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн =1,22 0,21uПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн =1,13 0,13uПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн =0,81 0,15u
Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн =0,94 0,08uПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн =0,85 0,043uПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн =0,65 0,11u

Полученное значение Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн округляют до стандартного, по которому выбирают ширину венцов колес (табл. 4.17).

Затем определяют внешний делительный диаметр шестерни Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,и по графикам (см. рис. 4.15) определяют число зубьев шестерни z1ичисло зубьев колеса Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн. Полученное число зубьев Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн округляют до целого числа в ближайшую сторону и уточняют фактическое передаточное число: Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн.

Отклонение расчетного значения и от заданного не должно превышать 4 %.

С точностью до второго знака после запятой определяют внешний окружной модуль для колес:

– с прямыми зубьями

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; (4.4.7)

– с круговыми зубьями

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.4.8)

Все остальные геометрические раз­меры вычисляют по формулам, приведенным в таблицах 4.14 и 4.15.

После определения геометрических параметров колес и передачи в целом их проверяют на контактную выносли­вость по формуле:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.4.9)

Таблица 4.17

Основные параметры конических передач (по ГОСТ 12289-76)

Внешний
делитель-
ный диаметр
колеса Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
Ширина венцов зубчатых колёс Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , мм,
для номинальных передаточных чисел
1,6 (1,8) 2,0 (2,24) 2,5 (2,8) 3,15 (3,55) 4,0 (4,5) 5,0
(71)

(90)

(112)

(140)

(180)

(225)

(280)

10,5

11,5

11,5































Примечание: Значения диаметров, данные в скобках, ограничены в применении

Параметры, входящие в эту форму­лу, определяют следующим образом: Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн по рисунку 4.10; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн по рисунку 4.17; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн по таблице 4.11; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн по таблице 4.16. Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн, учитывающий механические свойства материала шестерни и колеса, для стали равен 190 МПа. Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн учитываю­щий форму сопряженных поверхнос­тей, вычисляют по формуле (4.3.14). Для колес с прямыми зубьями можно при­нимать Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 2,5; с круговыми зубьями (при βm =35° Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн =2,26).

Коэффициент, учитывающий сум­марную длину контактных линий:

– для прямозубых конических передач

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.4.10)

– для конических передач с круговы­ми зубьями

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.4.11)

Коэффициент торцевого перекры­тия зубьев εa вычисляют по формуле (4.3.18).

Date: 2022-08-30; view: 230; Нарушение авторских прав

§

§

Напряжение изгиба в зубе шестерни:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.4.14)

Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , учитывающий пере­крытие зубьев, для конических передач с прямыми зубьями принимают Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн =1, а с круговыми зубьями определяют по формуле:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.4.15)

Коэффициент, учитывающий на­клон линии зуба, для конических пере­дач с прямыми зубьями принимают Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн =1, с круговыми зубьями (при βm= 35°):

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.4.16)

Окружная сила на среднем диамет­ре, Н:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.4.17)

Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн учитывает распре­деление нагрузки между зубьями. Для конических передач с прямыми зубьями принимают Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн =1, с круговыми зубья­ми его определяют в зависимости от степени точности изготов­ления колес и окружной скорости, м/с:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.4.18)

Коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , учитывающий неравномерность распределения на­грузки по длине контактных линий, определяют по графикам (см. рис. 4.17), а коэффициент Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн, учиты­вающий динамическую нагрузку, воз­никающую в зацеплении, – по табли­це 4.11.

При известном напряжении Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн для зуба шестерни условие прочности для зуба колеса имеет вид

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (4.4.19)

где YFE2– коэффициент, учитывающий форму зуба колеса. Его определяют по соотношениям, указанным табл. 4.13 или графику (см. рис. 4.11) в зависимости от числа зубьев эквивалентного ко­леса Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн и коэффициента сме­щения χ.

Date: 2022-08-30; view: 204; Нарушение авторских прав

§

В прямозубой конической передаче силу нормального давления Fnможно разложить на две со­ставляющие (рис. 4.16, а):окружную Fnи распорную которую, всвою очередь, раскладывают на осевую Faи радиальную Frсилы. Из рисунка 4.16, б видно,что

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; (4.4.20)

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – окружная сила со­ответственно на шестерне и колесе (табл. 4.18); Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн,Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – вращающие моменты соответственно на шестерне и колесе.

Таблица 4.18

Формулы для определения сил в зацеплении

В конических прямозубых передачах направления осевых и радиальных сил неизменные, а в конических передачах с круговыми зубьями они зависят
(см. рис. 4.18) от направлений наклона зубьев, вращения колес и силового потока.

Направление линии зубьев следует выбирать такое, при котором большее из осевых усилий сопряжен­ных колес было бы направлено от вер­шины конуса. В противном случае в за­цеплении возможно заклинивание.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.18. Силы, действующие в зацеплении колес с круговым зубом

Date: 2022-08-30; view: 446; Нарушение авторских прав

§

Открытые цилиндрические передачи выполняют с прямыми зубьями и применяют при окружных скоростях колес ν ≤ 2 м/с. Вследст­вие повышенного изнашивания зубьев открытые передачи считают при­рабатывающимися.

Проектировочным расчетом открытых зубчатых передач считает­ся расчет зубьев на выносливость при изгибе. Расчет открытой передачи ведут аналогично расчету закрытой, используя соответствующие формулы.

Исходные данные (получены из кинематического расчета привода):

Т1 – крутящий момент на шестерне открытой передачи, Н×мм;

и –передаточное число открытой цилиндрической передачи;

n1 – частота вращения шестерни, об/мин.

1. Выбрать материал по таблице 4.1. Для открытых передач обычно применяют дешевые марки стали типа 45, 45Л с термообработкой Н < 350 НВ.

2. Назначить число зубьев шестерни z1= 17…24.

Определить число зубьев колеса z2 = z1 и.

3. Найти допускаемое напряжение изгиба для шестерни [σFP]1 (см. п. 4.2).

4. Определить коэффициент формы зуба YF1в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv1 по графику (см. рис. 4.11) или из таблицы 4.13.

5. Определить коэффициенты:

kβкоэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца. Его определяют по рис. 4.9, коэффициент Ψbdназначают по таб­лице 4.12;

kv – коэффициент динамической нагрузки. Для тихоходных передач принимают kv= 1…1,1.

6. Определить модуль передачи:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (4.5. 1)

Полученный модуль округлить до ближайшего стандартного зна­чения согласно ГОСТ 9563-60, имея в виду, что значения без скобок предпочтительнее: 1; 1,25; 1,5; (1,75); 2; (2,25); 2,5; (2,75); 3; (3,25); 3,5; (3,75); 4; (4,25); 4,5; 5; (5,5); 6; 6,5; (7); 8; (9); 10; (11); 12.

7. Определить основные размеры зубчатой пары:

· диаметр начальных окружностей d1 = mz1,мм; d2 = mz2,мм;

· ширину зубчатого венца колеса b2= d1Ψbd, мм;

· ширину шестерни b1= b2 (5,…10) мм.

8. Осуществить проверочный расчет для предотвращения оста­точной деформации или хрупкого излома зубьев при действии макси­мальной нагрузки (см. п. 4.3, проверочный расчет зубьев на вынос­ливость при изгибе).

По результатам расчета провести сравнение Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн :

· если условие не выполняется, необходимо вернуться к п. 4.1. и по
таблице 4.1 выбрать более прочный материал;

· если условие выполняется, перейти к приведенным ниже расчетам.

9. Определить размеры зубчатой пары:

· диаметры вершин зубьев da1 = d1 2ha; da2 = d2 2ha, где ha = m – высота головки зуба;

· диаметры окружностей впадин df1 = d1–2hf; df2 = d2 – 2hf, где hf = 1,25m – высота ножки зуба;

· межосевое расстояние Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

10. Определить силы, действующие в зацеплении:

· окружную силу

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , Н;

· радиальную силу

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , Н,

где α = 20° – угол зацепления.

Осевая сила для прямозубой передачи равна нулю: Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Date: 2022-08-30; view: 263; Нарушение авторских прав

§

Поскольку открытые цилиндрические передачи в приводе ис­пользуются для передачи больших крутящих моментов при малых частотах вращения, то, как правило, они имеют значительные габарит­ные размеры. Поэтому зубчатые колеса открытых передач изготавливают ковкой, штамповкой или литьем. Кроме того, для уменьшения стоимости изделия возможно зубчатое колесо изготавливать из двух частей, т. е. центр делать из дешевых материалов, а бандаж из конструкционных ста­лей (см. рис. 4.19 и табл. 4.19).

Ступицу колес цилиндрической передачи располагают или сим­метрично относительно венца, или асимметрично в зависимости от зада­чи конструирования сборочной единицы. С целью облегчения колеса необходимо предусматривать максимально возможное снятие лишнего металла, но не в ущерб его прочности.

При изображении открытых колес на чертеже пользуются теми же рекомендациями, что и для закрытых.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 4.19. Виды конструкций открытых цилиндрических зубчатых колес

Таблица 4.19

Оптимальные размеры для колес различных способов изготовления

Ковка; штамповка Литьё Составные
da = 100…..500 мм;
S = 2,2m 0,05b2;
dcт = 1,55 d,
где d – диаметр вала;
lст=(1…1,5)d;
R ≥ 6; γ ≥ 7°
da> 500 мм
S = 2,2m 0,05b2;
h = 0,1b2; S0 = 1,2 S; dcт = 1,55 d,
t = 0,8h где d – диаметр вала;
lст=(1…1,5)d;
R ≥ 10; γ ≥ 7°
Примечание: c = 0,5(S δст) ≥ 0,25 b2; δст≈ 0,3d; δст минимальная толщина ступицы

5. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

5.1. Общие сведения

Червячные передачи (рис. 5.1) применяют для передачи вращательного движения между валами, оси которых перекрещиваются в пространстве. Угол перекрещивания чаще всего равен 90о.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 5.1. Червячная передача

Передача представляет собой сопряжение червяка, по внешнему виду похожего на винт с трапецеидальной или близкой к ней по очертанию резьбой, и червячного колеса, зубьям которого в осевом сечении придают форму дуги для увеличения длины контактных линий в зацеплении. Червячная передача является зубчато-винтовой передачей, движение в которой преобразуется по принципу винтовой пары с характерным для нее повышенным скольжением.

Достоинствами червячных передач являются получение большого передаточного числа uв одной ступени (до 80 в силовых передачах), плавность и бесшумность работы передачи, гарантия при необходимости точных и малых делительных перемещений, обеспечение самоторможения (т.е. передачи движения только в одном направлении, например, в случае ведущего червяка – от червяка к колесу), компактность и сравнительно небольшая масса конструкций.

Недостатки червячных передач определяются скольжением витков червяка по зубьям колеса, следствием чего является значительное трение в зоне контакта. Трение скольжения вызывает повышенное изнашивание, возникновение значительного заедания и, как следствие, большое выделение теплоты в зоне зацепления и объясняет низкий коэффициент полезного действия (0,5–0,92) червячной передачи, а также необходимость изготовления венцов червячных колес из дорогих антифрикционных материалов (сплавов цветных металлов), необходимость регулирования зацепления (ось червяка должна лежать в средней плоскости венца червячного колеса).

Червячные передачи в зависимости от формы поверхности червяка делятся на цилиндрические и глобоидные. В цилиндрических червячных передачах делительная и начальная поверхности червяка представляют собой цилиндрические поверхности, в глобоидных делительная поверхность червяка является результатом вращения вокруг оси червяка вогнутого отрезка дуги делительной окружности парного червячного колеса, лежащей в плоскости его торцового сечения, содержащей межосевую линию червячной передачи, делящую отрезок дуги окружности пополам, делительная поверхность парного червяку червячного колеса цилиндрической формы.

Имея большую поверхность зацепления, глобоидные передачи имеют и значительно более высокую (в 2–3 раза по сравнению с червячными цилиндрическими) несущую способность, но они более сложны в изготовлении, требуют высокой точности в сборке, чувствительны к осевому смещению червяка (например, из-за изнашивания подшипников) и чаще всего нуждаются в дополнительном (искусственном) охлаждении. Вследствие вышеуказанного цилиндрические червячные передачи применяются гораздо чаще глобоидных.

В зависимости от способа нарезания боковых поверхностей витков червяков цилиндрические червячные передачи могут быть выполнены с линейчатыми и нелинейчатыми червяками. Боковые поверхности линейчатых червяков представляют собой условный след прямой линии, совершающей винтовое движение с постоянным шагом (архимедов, эвольвентный, конволютный червяки). Поверхность нелинейчатых червяков может быть образована конусом или тором.

ГОСТ 18498–73 устанавливает условные обозначения червяков.

Архимедов червяк (ZA). Для его изготовления режущие кромки резца должны быть установлены в плоскости, проходящей через ось червяка. Архимедов червяк имеет в осевом сечении прямолинейный профиль с углом 2α, равным профильному углу резца (2α = 200). В торцовом сечении (сечении, перпендикулярном оси червяка) профиль витка очерчен архимедовой спиралью. Чтобы отшлифовать боковые поверхности витков, требуется круг, очерченный в осевом сечении сложной кривой, поэтому упрочняющую термообработку и последующее шлифование не производят. Низкая твердость червяков ограничивает их область применения тихоходными передачами, которые имеют сравнительно невысокие требования к нагрузочной способности и ресурсу. КПД передачи с архимедовыми червяками невысок.

Эвольвентный червяк (ZI). Для его изготовления резец устанавливают таким образом, чтобы прямолинейная кромка резца находилась в плоскости, касательной к основному цилиндру с диаметром db. В торцовом сечении профиль витка червяка очерчен эвольвентой, в осевом сечении профиль криволинейный (выпуклый). Возможность использования высокопроизводительного способа нарезания боковой поверхности витков дисковыми или червячными фрезами и термической обработки с последующим (с высокой точностью) шлифованием боковых поверхностей витков плоской поверхностью шлифовального круга определили широкое применение эвольвентных червяков.

Конволютный червяк (ZN).Для его изготовления резец устанавливают таким образом, чтобы режущие кромки резца находились в плоскости, касательной к цилиндру с диаметром, меньшим, чем db, и нормальной к оси симметрии впадины или витка. В торцовом сечении профиль витка очерчен конволютой (удлиненной или укороченной эвольвентой). В зависимости от того, к впадине или витку перпендикулярна плоскость, различаютвиды червяка ZN1 и ZN2. Червяк ZN1, например, имеет прямолинейный профиль витка в плоскости, нормальной к винтовой линии и равноотстоящей от боковых поверхностей впадин.

Передачи с конволютным червяком имеют ограниченное применение, так как сложны в изготовлении.

Нелинейчатые червяки. Имеют нелинейчатую винтовую поверхность, образованную инструментом конусной (червяки ZK, ZK1, ZK2, ZK3 ZK4) или тороидальной формы (червяки ZT1, ZT2). Для витков таких червяков характерен криволинейный профиль: выпуклый – в сечении, нормальном к оси симметрии впадины, вогнутый – в осевом сечении. Червяки нарезают дисковыми фрезами соответствующей формы с последующей с высокой точностью шлифовкой конусным или тороидальным кругами. Передачи с нелинейчатыми червяками обладают повышенной нагрузочной способностью (особенно с червяками ZT за счет вогнутой формы зуба, способствующей увеличению пятна контакта с зубьями червячного колеса) и, как и эвольвентные, рекомендованы к применению в силовых передачах.

Разновидности червяков, образованных инструментом конусной формы:

ZK– червяк, у которого главная поверхность витка является огибающей производящего конуса при его винтовом движении относительно червяка с осью винтового движения, совпадающей с осью червяка;

ZK1 – червяк, ось которого скрещивается с осью производящего конуса под углом, равным делительному углу подъема;

ZK2 – червяк, образованный производящим конусом, выполненным в виде пальцевого инструмента, где ось червяка пересекается с осью производящего конуса под прямым углом;

ZK3 – червяк, образованный производящим конусом, выполненным в виде чашечного инструмента, где ось червяка пересекается с осью производящего конуса под прямым углом;

ZK4 – червяк, образованный производящим конусом, выполненным в виде кольцевого инструмента, где ось червяка пересекается с осью производящего конуса под углом, равным делительному углу подъема линии витка червяка.

Работоспособность червячных передач определяют контактная прочность рабочих поверхностей зубьев, их прочность при изгибе и износостойкость. Эти критерии рассматриваются при расчетах прежде всего относительно зубчатых колес. Поэтому при изготовлении для венцов червячных колес выбирают материалы с хорошими антифрикционными и антизадирными свойствами – бронзу, латунь, чугун, пластмассы, композиционные металлокерамические материалы. Червяки рекомендуется изготавливать из цементуемых сталей.

Все многообразие циклограмм (нагрузок) при расчетах можно свести к нескольким типовым. Согласно приложению к ГОСТ 21354–87 принято шесть типовых режимов нагружения. Графическое представление постоянного (0) и пяти переменных типовых режимов нагружения машин изображено на рис. 5.2
(Ni, Ti – соответственно число циклов действия напряжения σiи момент в i-м режиме нагружения; NK– суммарное число циклов за срок работы; Tmax – момент при расчете на выносливость). Переменные режимы: I – тяжелый, характери­зу­ется работой, большую часть времени с нагрузками, близкими к номинальным; IIсредний равновероятный, характеризуется одинаковым временем работысо всемизначениями нагрузки; IIIсредний нормальный,характеризуется работой большую часть времени со средними нагрузками; IV – легкий,характеризуется работой большую часть времени с нагрузками ниже средних;Vособо легкий,характеризуется работой большую часть времени с малыми нагрузками.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 5.2. Типовые режимы нагружения

В тяжелом режиме нагружения чаще всего работают горные машины, в легко и особо легком – универсальные металлорежущие станки. Для транспортных машин наиболее используемые режимы – средний равновероятный и средний нормальный.

Использование типовых режимов упрощает расчеты.

5.2. Расчёт червячных цилиндрических передач

Исходные данные для проектировочного расчёта: P1– мощность на червяке, кВт; Т1 и Т2 – крутящие моменты соответственно на валах червяка и червячного колеса,Н∙м; n1 и n2 – частоты вращения валов соответственно червяка и червячного колеса, об/мин; u – передаточное число.

Указанные исходные данные обычно определяются кинематическим расчётом привода, предшествующим расчёту передач.

Также в задании на проектирование указывается срок службы передачи, коэффициент годового и суточного использования, характер передаваемой нагрузки.

Date: 2022-08-30; view: 222; Нарушение авторских прав

§

В связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазки материалы червячной пары должны обладать антифрикционными свойствами, износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию.

Червяки в силовых передачах, как правило, изготавливают из сталей, термообработанных до высокой твёрдости, с последующим шлифованием и полированием.

Стали, рекомендуемые для изготовления червяков, виды их термообработки и механические характеристики приведены в табл. 5.1.

Таблица 5.1

Марки сталей для червяков и их механические характеристики

Выбор материала червячного колеса зависит от скорости скольжения Vsвитков червяка по зубьям колеса.

В тихоходных малонагруженных передачах при малых скоростях скольжения (Vs < 2 м/c), а также в ручных приводах червячные колёса допускается изготавливать цельными из серого чугуна марок СЧ 15 или СЧ 21.

При скоростях скольжения Vs = 2…5 м/с для изготовления червячных колёс используют наиболее доступные марки из безоловянных бронз типа БрА9Ж4 или БрА9Ж4Л, имеющие хорошие механические характеристики, но невысокие противозадирные показатели.

При больших скоростях скольжения (Vs > 5 м/c)в ответственных передачах применяют дорогостоящие оловянно-фосфористые бронзы типов Бр010Ф1, Бр010Н1Ф1, характеризующиеся наилучшими противозадирными свойствами. Все бронзы, включающие в свой состав олово, сравнительно дороги и дефицитны, поэтому из них изготовляют только зубчатый венец, а колёсный центр изготовляют из серого чугуна или стали.

Date: 2022-08-30; view: 214; Нарушение авторских прав

§

Допускаемые контактные напряжения (МПа) для оловянных бронз Бр010Ф1 и Бр010Н1Ф1 определяют по формуле

[σH] = Cv[σH]0 ∙KHL , (5.3)

здесь Сv – коэффициент, учитывающий скорость скольжения, значения Сv определяют по табл. 2; [σH]0 – допускаемое контактное напряжение (МПа) для базового числа циклов перемены напряжений, равного 107, [σH]0 определяют по табл. 5.2; KHL – коэффициент долговечности,

KHL = Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (5.4)

где NНЕ – расчётное число циклов перемены напряжений.

Для режима постоянной нагрузки

NHE = 60 ∙ n2 tΣ, (5.5)

где n2 – частота вращения червячного колеса, об/мин, tΣ – суммарный срок службы передачи в часах, равный

tΣ = L ∙365 Кгод24 Ксут, (5.6)

где L – срок службы передачи, годы; Кгод и Ксут – коэффициенты использования передачи в году и сутках (указываются в задании на курсовой проект).

При NНЕ > 25∙107 принимают NНЕ = 25∙107 .

Таблица 5.2

Значение коэффициента Cv

Vs, м/cПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн 1Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн 8
Cv 1,33 1,21 1,11 1,02 0,95 0,88 0,83 0,8

Таблица 5.3

Значения допускаемых контактных напряжений
для базового числа циклов перемены напряжений

Допускаемые контактные напряжения (МПа) для безоловянных бронз БрА9Ж4 и БрА9Ж4Л определяют по формуле:

[σH] = [σH]025Vs. (5.7)

Для червячных колёс, изготовленных из чугуна, допускаемые контактные напряжения (МПа) определяют по формуле:

[σH] = 175 – 35Vs . (5.8)

Date: 2022-08-30; view: 190; Нарушение авторских прав

§

Действительная скорость скольжения Vs (м/с) (рис. 5.3, а) направлена по касательной к линии витка червяка и определяется по формуле

Vs= V1 / cos γ, (5.16)

где V1 – окружная скорость червяка (м/с),

V1= π ∙d1n1 /(601 000), (5.17)

причём делительный диаметр червяка вычисляется как d1= m ∙ q (здесь размерность d1и m – мм; n1 – об/мин); γ – угол подъёма винтовой линии червяка, величина которого вычисляется по формуле γ = arctg(Z1 / q).

Значения угла подъёма винтовой линии червяка γ приведёны в табл. 5.5.

Таблица 5.5

Значения угла подъёма винтовой линии червяка γ

Qγ
Z1 = 1Z1 = 2Z1 = 4
7°07¢30² 14°02¢10² 26°33¢54²
6°20¢25² 12°31¢44² 23°57¢45²
5°42¢38² 11°18¢36² 21°48¢05²
12,5 4°34¢26² 9°05¢25² 17°44¢41²
4°05¢08² 8°07¢48² 17°56¢43²
3°34¢35² 7°07¢30² 14°02¢10²
3°10¢47² 6°20¢25² 12°31¢44²

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 3. Скольжение в червячной передаче:

а – определение скорости скольжения;

б – расположение контактных линий скорости скольжения на зубе колеса

Жидкостное трение между витками червяка и зубьями колеса препятствует заеданию и износу. Обеспечить такое трение в зоне контакта в состоянии только клиновидный зазор в направлении вектора скорости скольжения в зоне контакта. При скольжении поверхностей вдоль линий контакта масляный слой образовываться не может. На рис. 5.3, б цифрами 13 показаны последовательные положения контактных линий в процессе зацепления и направления скорости скольжения в характерных точках. Неблагоприятная для работы зона, в которой направление скорости скольжения почти совпадает с направлением контактных линий, заштрихована. Благоприятной для контакта с витком червяка зоной зуба является его часть со стороны выхода червяка из зацепления. Скорость скольжения Vsздесь имеет значительную составляющую Vs¢, перпендикулярную линии контакта, и условия образования масляного слоя самые оптимальные. Следует отметить, что повышенную несущую способность червячных передач с нелинейчатыми червяками определяет, в частности, то обстоятельство, что контактные линии расположены в них так, что при любом положении в процессе зацепления витка червяка с зубом колеса наблюдается значительная составляющая Vs¢.

Date: 2022-08-30; view: 312; Нарушение авторских прав

§

Геометрические параметры червячной передачи и параметры ее стандартного исходного контура приведены на рис. 5.4.

Для передачи со смещением (xПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн 0) фактическое значение межосевого расстояния

аw = 0,5 m (q Z2 2x). (5.22)

Значения параметров стандартного исходного контура червячных передач приведены в табл. 5.8.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн Таблица 5.8

Значения параметров стандартного исходного контура червячных передач

а)

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 5.4. Параметры червячной передачи:

а – геометрические; б – стандартного исходного контура

Геометрические параметры червяка определяются по формулам:

· делительный диаметр d1 = qm;

· начальный диаметр dw1 = m(q 2x);

· диаметр вершин витков da1 = d1 2m;

· диаметр впадин витков df1 = d12,4m = d12,4m;

· длина нарезанной части червяка b1 определяется по табл. 5.9.

Таблица 5.9

Длина нарезанной части червяка bПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Коэффициент смещения x Число заходов червяка Z2
1; 2
b1 Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (11 0,06Z2)mb1 Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (12,5 0,09Z2)m
-0,5b1 Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (8 0,06Z2)mb1 Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (9,5 0,09Z2)m
-1,0b1 Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (10,5 Z2)mb1 Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (10,5 Z2)m
0,5b1 Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (11 0,1Z2)mb1 Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (12,5 0,1Z2)m
1,0b1 Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (12 0,1Z2)mB1 Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн (13 0,1Z2)m

Основные размеры венца червячного колеса определяются по формулам:

· делительный диаметр d2 = dw2 = m Z2;

· диаметр вершин зубьев da2 = d2 2m(1 x);

· диаметр впадин зубьев df2 = d22m(1,2– x);

· наибольший диаметр колеса Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ;

· ширина венца b2=0,335 аw при Z1= 1; 2 и b2=0,315 аw при Z1= 4.

Date: 2022-08-30; view: 204; Нарушение авторских прав

§

Силы в зацеплении рассматривают приложенными в полюсе зацепления и задают тремя взаимноперпендикулярными составляющими: окружной Ft, радиальной Frиосевой Fa (рис. 5.5). Для большей наглядности изображения сил червяк и червячное колесо на рисунке условно выведены из зацепления.

Окружная сила Ft2 на червячном колесе, равная осевой силе Fa1 на червяке:

Ft2 = Fa1=2 ∙ 103 T2 / d2 . (5.23)

Окружная сила Ft1на червяке, равная осевой силе Fa2 на червячном колесе:

Ft1 = Fa2 = 2 ∙103 T1/ dw1 . (5.24)

Радиальная сила Fr2 на колесе, равная радиальной силе Fr1 на червяке:

Fr2 = Fr1= Ft2tg α . (5.25)

В этих формулах α = 20о – угол профиля витка червяка; размерность крутящих моментов соответственно на червяке и червячном колесе T1и T2– H∙м, делительного диаметра колеса d2 и начального диаметра червяка dw1 – мм, окружной Ft,радиальной Frиосевой сил Fa– H.

Направления окружной радиальной и осевой сил в зацеплении червячной передачи зависят от направления (по часовой или против часовой стрелки) подводимого к червяку момента и направления (правостороннего или левостороннего) линий витков червяка. Если нет заранее оговоренных рекомендаций в связи с особыми условиями работы передачи, червяк обычно делают с правосторонней нарезкой витков червяка.

Направления действия сил в зацеплении объясняются на примере, приведенном на рис. 5.5, б, при подводимом к червяку моменте, направленном против часовой стрелки, и правостороннем направлении линий витков червяка. Момент вращает червяк против часовой стрелки. Витки червяка заставляют вращаться червячное колесо также против часовой стрелки. Червячное колесо создает сопротивление вращению червяка, поэтому окружная составляющая Ft1 силы, приложенная от колеса к червяку, направлена против направления движения червяка. Ей равна по модулю и противоположна по направлению (согласно третьему закону Ньютона) прикладываемая к червячному колесу от червяка осевая составляющая Fa2 силы. Червячное колесо заставляет вращаться окружная составляющая Ft2силы. Следовательно, направление этой составляющей совпадает с направлением вращения. Составляющая Fa1, действующая на червяк, равна по модулю и противоположна составляющей Ft2. Радиальные составляющие Fr2и Fr1 равны и противоположны друг другу.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 5.5. Силы в червячной передаче

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 5.6. Направления действия сил в червячной передаче
в зависимости от направления вращения червяка и червячного колеса

Date: 2022-08-30; view: 311; Нарушение авторских прав

§

Червячные передачи вследствие их низкого КПД из-за значительного расхода энергии на преодоление трения работают с большим тепловыделением. Нагрев масла до температуры, превышающей допустимую [t]м, приводит к снижению его защитной способности, разрушению масляной плёнки и возможности заедания в передаче.

Расчётная формула для определения температуры масла в редукторе (оC) при установившемся режиме работы червячной передачи, определённая из условия равенства теплоты, выделяемой в передаче и отводимой в окружающую среду, имеет вид

tм = t0 Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн, Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн(5.26)

где t0– температура воздуха вне корпуса (внутри цеха обычно t0 = 20 о C);
η – КПД червячной передачи; KT– коэффициент теплопередачи, характеризующий тепловой поток, передаваемый в секунду одним квадратным метром поверхности корпуса при перепаде температур в один градус и зависящий от материала корпуса редуктора, степени шероховатости поверхности его стенок, режима циркуляции наружного воздуха и условий перемешивания масла. Для чугунных корпусов при естественном охлаждении принимают
KT= 12…17 Вт/(м2 оC), причём большие значения принимают для передач, работающих в помещениях с хорошей циркуляцией воздуха или эксплуатируемых на открытом воздухе, при незначительной шероховатости наружных поверхностей корпуса и при соблюдении постоянного интенсивного перемешивании масла; A – площадь поверхности корпуса, омываемая внутри маслом или его брызгами, а снаружи воздухом, м2. При проектировочном расчёте принимают АПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн 20aw2, где аw – межосевое расстояние передачи, м; P1 – мощность на червяке, кВт; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – коэффициент, учитывающий отвод тепла теплопроводностью (принимают Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 0,3, если корпус установлен на металлической раме, и Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 0, если основание бетонное).

Допустимая температура масла обычно принимается равной [t]м=90 оC. Повторно-кратковременный режим работы снижает температуру масла.

Если при расчёте tмПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн[t]м,это означает, что естественного охлаждения достаточно. В противном случае необходимо применять искусственное охлаждение.

При 1 < tм /[t]мПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн2 применяют воздушное охлаждение, при котором корпус редуктора обдувается воздухом с помощью вентилятора (крыльчатка вентилятора устанавливается на свободном конце червяка).

При tм /[t]м > 2 применяют водяное охлаждение, при котором устанавливают в корпусе редуктора водяные полости или змеевики с проточной водой.

Для смазки червячных передач применяются масла:

· цилиндровое 24 (вискозин);

· цилиндровое 52 (вапор);

· трансмиссионное автотракторное летнее (нигрол летний);

· трасмиссионное с присадкой летнее;

· тракторное АК-15 (автол 18);

· автотракторное АКЗп – 10;

· автотракторное АКЗп – 6.

РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

6.1. Общие сведения

Ременная передачапередача трением с гибкой связью.Она состоит из ведущего диаметром d1, ведомого диаметром d2 шкивов и ремня l , надетого на шкивы с предварительным натяжением. В состав передачи может также входить натяжное устройство 2 (рис. 6.1).

Ременная передача первой из передач получила промыш­ленное применение. Передачу энергии на средние и большие расстояния в XIX веке стали осуществлять металлической лен­той, а затем тросом.

После зубчатой передачи ременная – наиболее распространен­ная из механических передач.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

а) б)

Рис. 6.1. Схема ременной передачи:

а – без натяжного устройства; б – с натяжным устройством

По принципу действия различаются передачи трением (нагрузку передают силы трения между шкивами и ремнем) и зацеплением (зубчато-ременные). Последние существенно отличаются по своим свойствам от передач трением и рассматриваются отдельно.

Применение.Ременные передачи применяют в приводах для передачи движения от электродвигателя или ДВС, когда по конст­руктивным соображениям межосевое расстояние должно быть дос­таточно большим, а передаточное отношение и может быть не строго по­стоянным (приводы металлорежущих станков, конвейеров, транс­портных, дорожных, строительных и сельскохозяйственных машин и др.). Передачи зубчатым ремнем можно применять и в приводах, требующих постоянного значения и (приборные и робототехнические устройства).

Мощность, передаваемая ременной передачей, обычно не превышает 50 кВт, хотя может достигать 2000 кВт и более. Скорость ремня колеблется в пределах от 5 до 50 м/с, а в высокоскоростных передачах – до 100 м/с и выше.

Безусловным требованием нормального функционирования ременных передач трением является наличие натяжения ремня, которое достигается либо предварительным упругим растяжением ремня, либо перемещением одного из шкивов относительно другого, либо натяжным роликом, либо автоматическим устройством, обеспечивающим регулирование натяжения в зависимости от передаваемой нагрузки.

Достоинстваременных передач: 1) возможность передачи движения на значительные расстояния (до 15 м); 2) возможность работы с вы­сокими частотами вращения; 3) плавность и низкий уровень шума вследствие эластичности ремня; 4) смягчение вибраций и ударов вследствие упругости ремня; 5) защита от пере­грузок вследствие возможного проскальзывания ремня по шкиву (кроме передач зубчатым ремнем); 6) простота конструкции, эксплуатации, отсутствие смазочной системы и малая стоимость.

Недостатки:1) большие радиальные размеры; 2) большие нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня, необходимость устройств для на­тяжения ремня; 3) непостоянное передаточное число вследствие не­избежного упругого скольжения ремня; 4) малая долговечность ремня в быстроходных передачах; 5) чувствительность нагру­зочной способности к наличию паров влаги и нефтепродуктов.

Ремни передач трением в зависимости от формы поперечного сечения ремня различают плоским ремнем (рис. 6.2, а), клиновым ремнем (рис. 6.2, б), поликлиновым ремнем (рис. 6.2, в), круглым ремнем (рис. 6.2, г). Наибольшее применение в машиностроении нашли клиновые и поликлиновые ремни.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

а) б) в) г)

Рис. 6.2. Ременные передачи:

а – плоским ремнем; б – клиновым ремнем;
в – поликлиновым ремнем; г – круглым ремнем

Ремни изготовляют из прорезиненных тканей или синтетиче­ских материалов.

Передача плоским ремнем обладает повышенными работоспо­собностью и долговечностью (в связи с меньшими напряжениями изгиба в плоских ремнях). Ее рекомендуют применять при больших межосевых расстояниях (до 15 м) или высоких скоростях ремня (до 100 м/с).

За счет клинового эффекта в передачах клиновым и поликлино­вым ремнями можно реализовать большие силы трения и уменьшить габариты передачи.

Ремни круглого сечения используют впространственных передачах малой мощности (оборудование полиграфической и текстильной промышленности, настольные станки, приборы, бытовые машины). Скорость ремня до 30 м/с.

6.2. Основные геометрические параметры

Основные геометрические параметры показаны на рис. 6.3.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 6.3. Геометрические параметры ременной передачи

1. d1, d2 – диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм.

2. а – межосевое расстояние передачи, мм.

3. Угол γ между ветвями ремня (в радианах).

Угол γ между ветвями ремня находят из треугольника О1АО2:

sin(γ/2) = (∆/2), где = (d2 d1)/2. Тогда угол между ветвями ремня в радианах;

γ = 2arcsin(∆/а) ≈ 2∆/а.

Угол α1 охвата ремнем малого шкива (в градусах).

α1 = 180о – γо ≈ 180о – (2∆/а)∙57,3о.

Допускается использовать при расчетах выражение:

α1 = 180о – γо ≈ 180о – (2∆/а)∙57о.

Минимальный угол охвата α1min для плоскоременной передачи должен быть 150о, для клиноременной α1min – 120 о.

4. Длина ремня L , мм (без учета его деформации на шкивах) определяется как сумма длин прямолинейных участков и длин дуг охвата ремнем малого и большого шкивов.

L = 2a(cos γ/2) π/2 (d2 d1) γ/2(d2 d1).

Принимая (d2 d1) /2 = dср и используя разложение в ряд Маклорена, согласно которому cos(γ/ 2) ≈ 1– (1/2)(γ/2)2, получаем зависимость для нахождения длины ремня

L ≈ 2a πdср2/а.

При этом для бесконечных ремней следует уточнить из полученного для длины L выражения предварительно заданное межосевое расстояние:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

6.3. Силовые соотношения в передаче

Для нормальной работы ременной передачи необходимо обеспечить определенное трение между ремнем и шкивом, поэтому ремню после ус­тановки на шкив придают предварительное натяжениесилой F0 (причем, чем больше F0, тем выше тяговая способность передачи и меньше срок службы).

До приложения нагрузки (передача в состоя­нии покоя или холостого хода ) каждая ветвь ремня натянута одинаково с силой F0 (рис. 6.4, а).

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

а) б)

Рис. 6.4. Натяжение ветвей ремня:

а – в состоянии покоя; б – после приложения вращающего момента

При приложении рабочего вращающего момента Т1 происходит перераспределение сил натяжения в ветвях ремня: ведущая ветвь (ВЩ) дополнительно натягивается до силы F1,а натяжение ведомой ветви (ВМ) уменьшается до F2(рис. 6.4, б). Из условия равновесия моментов относительно оси вращения

Т1 F1 d1/2 – F2 d1/2 = 0 или F1 – F2 = F t,

где F t = 2∙103Т1 /d1 – окружная сила на шкиве, Н. Здесь Т1 в Н ∙ м; d1 в мм.

Общая геометрическая длина ремня не зависит от нагрузки и во время работы передачи остается неизменной. Дополнительное упругое удлинение ведущей ветви под действием силы ∆F = F1 – F0компенсирует равное сокращение ведомой ветви под действием силы ∆F = F0 F2. Следовательно, насколько возрастает сила натяжения ведущей ветви ремня, настолько же снижается сила натяжение ведомой, т.е.

F1 = F0 F и F2 = F0– ∆F или F1 F2 = 2F0 .

Решая совместно уравнения F1F2 = F t и F1 F2 = 2F0 , получим

F1 = F0 Ft/ 2;

F2 = F0 Ft/ 2. (1)

При обегании ремнем шкивов на него действует центробежная сила Fц, Н:

Fц = 10-6 ρАv2 ,

где А – площадь сечения ремня, мм2; ρ – плотность материала, кг3, v – скорость ремня, м/с.

Сила Fцотбрасывает ремень от шкива, снижая тем самым силы трения и нагрузочную способность передачи.

Таким образом, силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня: при передаче полезной нагрузки (F1 Fц)и (F2 Fц)соответ­ственно; на холостом ходу (F2 Fц).

Нагрузка на валы и подшипники.Силы натяжения ветвей ремня нагружают шкивы, валы, на которых шкивы установлены, и опоры валов – подшипники. В покое ветви ремня нагружены силами F0,предварительного натяжения (рис. 6.5, а): угол между векторами (80° ≤ α1).

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

а) б)

Рис. 6.5. Нагрузка на валы и подшипники:
а – в покое; б – при передаче полезной нагрузки

Из рассмотрения треугольников равнобедренного ОАС и прямоугольного ОВА следует:

ОС = 2ОВ =2ОА sin(α1/2).

Сила, действующая на валы в неработающей передаче, таким образом, определяется как

Fв = 2F0 sin(α1/2),

где α1 – угол обхвата.

При передаче ремнем полезной нагрузки и без учета центробежной силы имеем (рис. 6.5, б):

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн.

Вектор Fвотклонен на угол θ от линии центров на малом шкиве в сторону ведущей ветви, а на большом – в сторону ведомой ветви. Обычно сила Fв, действующая на валы ременной передачи, в 2 … 3 раза больше окружной силы Ft,что является серьезным недостатком ременных передач.

6.4.Напряжения в ремне

При работе ременной передачи напряжения по длине ремня распределены неравномерно (рис. 6.6). Различают следующие виды напряжений в ремне:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 6.6.Эпюры напряжений в ремне

1. Напряжение σ0от силы предварительного натяжения. В состоянии покоя или при холостом ходе (вращение без передачи полезной нагрузки) каждая ветвь ремня натянута силой F0 .Таким образом,

σ0 = F0/А,

где А – площадь поперечного сечения ремня.

2. Полезное напряжение σt. Отношение окружной силы (по­лезной нагрузки) Ftк площади поперечного сечения ремня А называют полезным напряжением σt:

σt = Ft /А ,

F t= F1F2

А так как F t= F1F2, то полезное напряжение σt является разностью напряжений σ1 в ведущей и σ2 в ведомой ветвях ремня при рабочем ходе на малой скорости (пока не сказывается влияние цен­тробежных сил):

σt= σ1 σ2 .

Напряжения σ1в ведущей и σ2 в ведомой ветвях от сил F1и F2с учетом (1):

σ1 = F1/А = F0/А 0,5Ft /А = σ0 0,5σt;

σ2 = F2/А = F0/А – 0,5Ft /А = σ0 – 0,5σt.

Значением σt оценивают тяговую способность ременной пере­дачи.

3.Напряжение изгиба σивозникает в ремне при огибании им шкивов. По закону Гука: σи= εЕ, где ε = 2ymах /d – относительное удлинение волокон на наружной стороне ремня при изгибе.

Тогда

σи= 2 ymах Е /d, (6.2)

где Е – модуль продольной упругости материала ремня, уmах расстояние от нейтральной линии до опасных волокон, с которых начи­нается разрушение ремня, d – расчетный диаметр.

За расчетный диаметр d для передачи плоским ремнем берется диаметр наружной поверхности шкива; для передачи клиновым, поликлиновым и круглым ремнями – диаметр окружности по нейтральной линии ремня.

Наибольшее напряжение изгиба в рем­не (согласно (2)) возникает на шкиве меньшего диаметра d1. Обычно для достижения минимальных габаритов передачи стремятся принимать небольшие значения диаметра d1 малого шкива. Однако при этом возникают боль­шие напряжения изгиба σи1, которые могут в несколько раз превы­шать все другие напряжения.

На практике значение σи1 ограничивают минимально допус­тимым для каждого вида ремня значением d1.

Date: 2022-08-30; view: 317; Нарушение авторских прав

§

Максимальное напряжение действует в поперечном сечении ремня в месте его набегания на малый шкив и сохраняет свою величину на всей дуге покоя(рис. 6.6).

6.5. Скольжение ремня по шкивам. Передаточное число

В ременной передаче различают два вида скольжения ремня – упругое и буксование.

Упругое скольжение. В процессе обегания ремнем ведущего шкива сила его натяжения уменьшается от F1 до F2(рис. 6.3, б и 6.7). Так как деформация ремня пропорциональна силе натяжения, то при уменьшении силы натяжения ремень под действием силы упругости укорачивается, преодолевая сопротивление силы трения в контакте ремня со шкивом. При этом ремень отстает от шкива: возникает упругое скольжение ремня по шкиву. На ведомом шкиве также происходит скольжение, но здесь сила натяжения возрастает от F2 до F1,ремень удлиняется и опережает шкив. Упругое скольжение происходит не на всей дуге обхвата α, а лишь на части ее – дуге скольжения β, которая всегда расположена со стороны сбегания ремня со шкива. Длину дуги скольжения определяет условие равновесия сил трения на этой дуге и разности сил натяжения ветвей, т. е. окружной силы F t= F1F2.

При нормальной работе: β1 = (0,5 … 0,7) α1.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 6.7. Скольжение ремня по шкивам

Со стороны набегания ремня на шкив имеется дуга покоя (α – β), на которой сила в ремне не меняется, оставаясь равной силе натяжения набе-гающей ветви, а сам ремень движется вместе со шкивом без скольжения.

Скорости v1 и v2 прямолинейных ветвей равны скоростям шкивов, на которые они набегают. Потерю скорости v1v2 определяет скольжение на ведущем шкиве, где направление скольжения не совпадает с направлением движения шкива (см. стрелки на дуге β1 на рис. 6.7).

I Упругое скольжение ремня неизбежно в ременной передаче, оно возникает в результате разности сил F1 и F2,нагружающих ведущую и ведомую ветви ремня. Упругое скольжение приводит к снижению скорости и, следовательно, к потере части мощности, а также вызывает электризацию, нагревание и изнашивание ремня, сокращая его долговечность.

Упругое скольжение ремня характеризуют коэффициентом скольжения ξ :

ξ = (v1v2)/ v1 или v2 = v1 (1– ξ),

где v1 и v2 – окружные скорости ведущего и ведомого шкивов. При нормальном режиме работы обычно ξ = 0,01 …0,02.

Буксование.С увеличением окружной силы Ftуменьшается дуга покоя, следовательно, уменьшается и запас сил трения. При значи­тельной перегрузке дуга скольжения β1 достигает значения дуги обхвата α1 и ремень скользит по всей поверхности касания с ведущим шкивом, т.е. буксует. При буксовании ремня на ведущем шкиве ведомый шкив останавливается: передача теряет свою работоспособность.

6.6. Передаточное отношение

Окружные скорости ведущего и ведомого шкивов соответственно

v1= πd1n1 /60 000 и v2 = πd2n2/60 000,

где n1 и n2 – частоты вращения ведущего и ведомого шкивов, мин-1;
d1 и d2 –- диаметры этих шкивов, мм.

Передаточное отношение ременной передачи:

u = n1 /n2 = v1d2/(v2d1) = d2/[d1 (1– ξ) ]

Упругое скольжение, зависящее от значения окружной силы Ft,является причиной некоторого непостоянства передаточного отношения ременных передач.

При проектировании рекомендуют принимать для передач плоским ремнем и ≤ 5, клиновым и ≤ 7, поликлиновым и ≤ 8, зубчатым и ≤ 12.

6.7. Критерии работоспособности и расчета ременной передачи

Основные критерииработоспособности и расчета ременных передач: тяговая способность(прочность сцепления ремня со швом) и долговечность ремня.

Расчет по тяговой способности является основным расчетом ременных передач, обеспечивающим одновременно и прочность ремней, и передачу ими требуемой нагрузки.

Тяговую способность характеризует окружная сила Ftили полезное напряжение σt при данном натяжении силой F0 ремня и скольжении ξ. Тяговая способность тем выше, чем больше угол обхвата α, коэффициент трения между ремнем и шкивом, сила F0 предварительного натяжения. Тяговая способность понижается с увеличением скорости ремня из-за действия центробежных сил.

Расчет на долговечность выполняют как проверочный.

Тяговая способность ременной передачи обусловлена сцеплением ремня со шкивами.Экспериментально исследуя тяговую способность, строят графики – кривые скольжения и КПД(рис. 6.8); на их базе разработан метол расчета ременных передач. При постоянной силе предварительного натяжения F0 кривые скольжения устанавливают связь между окружной силой Ft(тягой) и относительным скольжением. При построении гра­фика по оси абсцисс откла­дывают относительную на­грузку, выраженную через коэффициент тяги φ:
φ = Ft/( F1 F2) = Ft/ (2F0) = σt/(2 σ0), а по оси ординат– коэффициент скольжения. При испытании по­степенно увеличивают полезную нагрузку Ft(коэффициент тяги φ), сохраняя постоянным предварительное натяжение F1 F2 = = 2F0, замеряют окружные скорости шкивов и вычисляют скольжение.

При возрастании коэффициента тяги от нуля до некоторого зна­чения φК, называемого критическим (рис. 6.8), наблюдают только упругое скольжение ремня по шкиву. В этой зоне упругие деформации ремня приближенно соответствуют закону Гука, поэтому кривая скольже­ния близка к прямой. Этот участок характеризует устойчивую рабо­ту ремня. При дальнейшем увеличении коэффициента тяги от φК до φmax наблюдают как упругое скольжение, так и частичное пробук­совывание, которое по мере увеличения φ растет. Работа передачи становится неустойчивой. При φmах окружная сила Ftдостигает зна­чения максимальной силы трения, дуга покоя полностью исчезает, а дуга скольжения β1 распространяется на весь угол обхвата α1 – наступает полное буксование ремня на ведущем шкиве.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 6.8. Кривые скольжения и КПД

6.8. Потери в передаче и КПД. Долговечность ремня

Потери в передаче и КПД.При работе ременной передачи возникают потери на: упругий гистерезис, скольжение ремня по шкивам, трение в подшипниках опор и аэродинамические сопротив­ления. В клиноременной передаче дополнительно возникают потери на радиальное скольжение ремня в канавке и на его поперечное сжа­тие. Наибольшая доля потерь приходится на гистерезис при изгибе, особенно для клиноременных передач. Потери, связанные с изгибом и аэродинамическим сопротивлением, не зависят от передаваемой нагрузки. Поэтому КПДпередачи при малых нагрузках невысок, так как велики относительные потери. Он достигает максимума ηmaх в зоне критического значения φК (рис. 6.8).

В диапазоне значений коэффициента тяги от φК до φmax к уп­ругому скольжению прибавляется частичное буксование, которое вызывает изнашивание и нагрев ремня, а также резкое снижение КПД передачи вследствие увеличения потерь на скольжение.

Согласно кривым скольжения и КПД передаваемую силу Ftследует принимать вблизи значения φК , которому соответствует ηmax. При нормальных условиях работы для передачи плоским рем­нем ηmax = 0,95 … 0,97; для передачи клиновым и поликлиновым ремнем ηmax = 0,92 … 0,96. Работу передачи при
φ > φК можно до­пускать только при кратковременных перегрузках, например в пери­од пуска.

Критерием рациональной работы ремня служит коэффициент тяги φКзначение которого определяет допускаемую окружную силу[F t].

Из формулы

φ = Ft/( F1 F2) = Ft/ (2F0) = σt/(2 σ0)

следует:

[F t] = 2 φК F0.

Значения φК установлены экспериментально для каждого типа ремня: для плоских ремней φК = 0,4 … 0,5; для клиновых и поли­клиновых φК = 0,7..,0,8.

Долговечность ремнязависит не только от значений напряже­ний, но и от характера их изменения за один цикл, а также от числа таких циклов. Поскольку напряжения изгиба превышают все другие составляющие суммарного напряжения в ремне, то дол­говечностьв большой степени зависит от числа изгибов ремня на шкивах. Следует иметь в виду, что за один пробег ремня в передаче с u = 1 в нем дважды действуют максимальные напряжения(ремень испытывает два изгиба на шкивах равного диаметра). Одной из со­ставляющих напряжений является напряжение от силы F0 предварительного натяжения ремня. Чем больше F0 , тем выше тяговая спо­собность передачи, но ниже долговечность ремня.

Под влиянием циклического деформирования в ремне возника­ют усталостные разрушения – трещины, надрывы, расслаивание ремня. Снижению сопротивления усталости способствует нагрев ремня от внутреннего трения и от скольжения его по шкивам.

Полный цикл напряжений соответствует одному пробегу ремня по шкивам, при котором уровень напряжений в поперечном сечении ремня меняется в соответствии с прохождением им каждого из четырех характерных участков: два шкива, ведомая и ведущая ветви

Число пробегов ремня (число циклов нагружения) за весь срок работы передачи пропорционально частоте пробегов:

υ = ν/ Lр≤ [ν],

где v – скорость ремня, м/с; Lр– длина ремня, м; [υ] – допускаемая частота пробегов, с-1.

Частота пробегов является показателем долговечности рем­ня: чем больше υ, тем больше число циклов при том же времени рабо­ты или тем меньше долговечность при том же уровне напряжений.

Для достижения средней долговечности в 2000…3000 ч реко­мендуют ограничивать частоту пробегов, принимая для ремней:

• плоских (прорезиненных-синтетических) [υ] < 10 – 50 с-1;

• клиновых[υ] < 20 с1;

• поликлиновых [υ] < 30 с1.

В основе уточненных методов расчета ремней на долговеч­ность лежит уравнение кривой усталости

σqmaxNE = С,

где q и С – опытные постоянные; σmах – наибольшее напряжение, определяемое в п. 8.4; NE эквивалентное число циклов нагружения,

NE = 3600 υ zшк Lh / kи .

Здесь υ – частота пробегов ремня, с-1; zшк число шкивов в пе­редаче;
Lhресурс ремня, ч; kикоэффициент, учитывающий раз­ную степень изгиба ремня на меньшем и большем шкивах. При и = 1 kи = 1; с увеличением передаточного отношения и влияние изгиба на большем шкиве уменьшается, а значение kивозрастает, приближаясь к значению zшк.

6.9. Расчет клиноременных передач

В машиностроении пре­имущественно применяют пере­дачи клиновым или поликлино­вым ремнем.

Клиновые ремниимеют трапециевидное поперечное се­чение (рис. 6.9), а шкивы канавки соответствующего ремню про­филя. Профили ремней и канавок шкивов имеют контакт только по боковым (рабочим) поверхностям ремней и боковым граням канавок шкивов. Между внутренней поверхностью ремня и дном канавки шкива должен быть зазор. В передаче часто применяют несколько клиновых ремней (ком­плект).

Достоинствомэтой передачи по сравнению с передачей пло­ским ремнем является то, что благодаря повышенному (до трех раз) сцеплению ремня со шкивами, обусловленному эффектом клина, она может передавать большую мощность, допускает меньший угол обхвата на малом шкиве, а следовательно, и меньшее межосевое расстояние а, допускает бесступенчатое регулирование скорости (ременные вариаторы).

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 6.9. Поперечное сечение клинового ремня

Недостаткамиявляются большие напряжения изгиба вследст­вие значительной высоты ремня, большие потери на внешнее и внутреннее трение, большая стоимость изготовления шкивов и не­одинаковая работа ремней в комплекте вследствие отклонений в их длине.

Рекомендуется применять передачиклиновыми ремнями при малых межосевых расстояниях, больших передаточных числах, вертикальном расположении осей валов. Клиновые передачи применяют для мощностей до 200 кВт.

Типы ремней.Клиновые ремни состоят (рис. 6.9) из несущего слоя – корда 1на основе материалов из химических волокон (кордшнур или кордовая ткань), резины 2и оберточной ткани 3,свулканизированных в одно целое. В зависимости от конструкции несуще­го слоя, расположенного в зоне нейтральной линии, клиновые ремни бывают двух типов: кордтканевые и кордшнуровые. В кордтканевых корд состоит из нескольких рядов вискозной, капроновой или лавса­новой ткани. В кордшнуровых ремнях корд состоит из одного ряда навитых по спирали шнуров из полиэфирных или полиамидных во­локон; для передач с высокой нагрузкой – из кевлара.

Кордтканевые ремни характеризует меньший модуль упругости, они лучше работают при ударной и вибрационной нагрузке.

Клиновые ремни выпускают бесконечными. Перспективными являются ремни без обертки 3 (рис. 6.9). Коэффициент трения при этом в 2 раза выше, чем при наличии обертки, что увеличивает тяговую способность, позволяет уменьшить натяжение и тем самым по­высить долговечность.

Основные размеры клиновых ремней: расчетная ширина wPи расчетная длина LPпо нейтральному слою, расположенному на рас­стоянии у0от большего основания трапеции. В зависимости от от­ношения wP к высоте h (рис. 6.9) стандартные клиновые ремни из­готовляют нормального (wP /h = 1,4), узкого
(wp /h = 1,06 … 1,10)и широкого (wp/h = 2,0 … 4,5) сечений.

Клиновые ремни нормальных сечений обозначают (в порядке увеличения поперечного сечения): Z, А, В, С, D, Е. В зависимости от применяемых материалов и технологии изготовления ремни выпус­кают четырех классов (в порядке повышения качества): I, II, III и IV.

Из-за большой массы скорость их ограничена (до 30 м/с).

Вследствие большой относительной высоты ремни нормальных сечений имеют ограниченную долговечность. Большая высота ремня приводит к значительным деформациям сечения при изгибе, проги­бу ремня в канавке, неравномерному распределению нормальных давлений в зоне контакта ремня со шкивами и неравномерному рас­пределению нагрузки по нитям корда.

Клиновые ремниузких сечений изготовляют четырех сечений: SPZ, SPA, SPB, SPC. Благодаря меньшему отношению ширины рем­ня к высоте имеют более равномерное распределение нагрузки по ни­тям корда. Поэтому узкие ремни допускают большие натяжения, пере­дают при той же площади сечения в
1,5–2 раза большую мощность, что делает возможным уменьшить число ремней в комплекте и ширину шкива. Узкие ремни хорошо работают при скоростях до 50 м/с.

Широкие клиновые ремни предназначены для вариаторов.

Для двигателей автомобилей, тракторов и комбайнов применя­ют вентиляторные ремни.

Расчетная длина LP соответствует длине клинового ремня на уровне нейтральной линии. Допускаемые отклонения длины ремней значительны, поэтому требуется тщательно подбирать комплекты ремней по длине. Например, при LP= 1250 … 1900 мм допускают разность длин ремней одного комплекта до 4 мм. При разрушении одного ремня заменяют весь комплект. Использование новых ремней с ремнями, бывшими в употреблении, недопустимо. Ремни, бывшие в употреблении, подбирают отдельным комплектом.

Поликлиновые ремни – бесконечные плоские ремни с продоль­ными ребрами – клиньями, входящими в кольцевые клиновые ка­навки на шкивах (рис. 6.10). В поликлиновых ремнях корд 1 из высокопрочного полиэфирного шнура расположен в тонкой пло­ской части. Резина 2над кордом и по ребрам ремня защищена оберткой 3. Выпускают также ремни без обертки, обеспечивающие коэффициент трения в 2 раза выше, чем при наличии обертки, что уве­личивает тяговую способность, позволяет снижать предварительное натяжение.

Изготовляют ремни трех сечений (в порядке увеличения высоты Н ремня, высоты h ребра, шага р: К, Л и М). Размер δ определяет положение нейтрального слоя.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 6.10. Поперечное сечение поликлинового ремня

Поликлиновые ремни сочетают достоинства ремней плоских I (гибкость) и клиновых (высокая тяговая способность). Благодаря высокой гибкости допускают применение шкивов малых диаметров. Поликлиновые ремни могут работать при скоростях до 65 м/с.

Рабочая поверхность расположена по всей ширине ремня, что обусловливает высокую нагрузочную способность: при одинаковой передаваемой мощности ширина b поликлинового ремня существен­но меньше ширины комплекта клиновых ремней нормальных сечений. Поликлиновую передачу применяют при мощностях до 1000 кВт.

Малая масса ремня способствует снижению уровня его колебаний. Однако передачи поликлиновыми ремнями чувствительны к относительному осевому смещению шкивов и отклонению от параллельности осей валов.

В настоящее время в машиностроении получили наибольшее распространение передачи клиновыми (нормального и узкого сечения) и поликлиновыми ремнями. Скорость клиновых ремней не должна превы­шать 25–30 м/с, а поликлиновых ремней – 40 м/с. При одинаковых га­баритных размерах передача узкими клиновыми ремнями в 1,5–2 раза выше по тяговой способности, чем передача клиновыми ремнями нор­мального сечения.

Согласно ГОСТ 1284.3-96 производится подбор типа и числа клиновых ремней и расчет передачи.

Расчет передачи клиновым и поликлиновым ремнем ведут из условий тя­говой способности и долговечности.

Date: 2022-08-30; view: 347; Нарушение авторских прав

§

Определен следующий порядок расчета.

1. Выбрать сечения ремня.

Сечение ремня выбирают в зависимости от передаваемой мощности Р1 и частоты вращения меньшего шкива п2.

При передаче мощности Р1 < 2 кВт применяют ремни с сечением 0, при
Р1> 200 кВт – сечением Е. Сечение выбирают по графику (рис. 6.11) или по табл. 6.1. Основные характеристики ремней приведены на рис. 6.12 и в табл. 6.2.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 6.11. Области применения клиновых ремней нормального сечения

Таблица 6.1

Области применения клиновых ремней нормального сечения

Обозначение
сечения ремня
(длина L0, мм)
Минимальный диаметр малого шкива d1, мм Номинальная мощность Р0, кВт при скорости ремня v, м/с
0 (L0 = 1320) 0,49
0,56
0,62
0,82
0,95
1,07
1,03
1,22
1,41
1,1
1,37
1,60

1,40
1,65
А (L0 = 1700) 0,84
0,95
1.05
1,39
1,60
1,82
1,75
2.07
2,39
1,88
2,31
2,74

2,29
2,88
Б (L0 = 2240) 1,39
1,61
1,83
2,26
2,70
3,15
2,80
3,45
4,13

3,83
4,73


4,88
В (L0 = 3750) 2,77
3,15
4,59
5,36
5,8
6,95
6,33
7,86

7,95

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 6.12. Сечение ремня

Таблица 6.2

Характеристики ремней

Обозначение сечения Расчетная ширина lp Ширина W Высота Т0 = h Расчетная длина Lp Площадь сечения
А1, мм2
min max
Z 8,5
A
B 10,5
C 13,5
D
E 23,5

Примечание: Ряд расчетных длин ремней Lp, мм: 400;(425); 450(475); 500(530); 360(600); 630; (670); 710; (750); 800, (850); 900; (950); 1000; (1060);1120 (1180); 1250; (1320); 1400; (1500); 1600; (1700) 1800; (1900); 2000; (2120); 2240; (2360); 2500; (2650); 2800; (3000); 3150 (3350); 3550; (3750); 4000; (4250); 4500′(4750); 5000; (5300); 5600, (6000); 6300; (6700); 7100.

Размеры в скобках использовать в тех­нически обоснованных случаях.

2. Выбрать диаметр меньшего шкива d1,мм.

С целью повышения ресур­са работы передачи рекомендуется устанавливать меньший шкив рас­четного диаметра d1 > dmin (см. табл. 6.1) из стандартного ряда: 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 4500, 5000.

Следует помнить, что с увеличением d1 растут масса и габариты передачи.

3. Определить диаметр большого шкива d2 = d1и. Значение d2 округлить до ближайшего стандартного значения.

4. Уточнить передаточное число с учетом относительного сколь­жения
ξ ≈ 0,01:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Определить расхождение и′ от заданного и: ∆ и = | и – и′ |.

5. Провести сравнение Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ∙100 % ≤ 5 %:

· если условие не выполняется, то перейти к пункту 3 и выбрать другое значе­ние из стандартного ряда;

· если условие выполняется, перейти к следующему пункту расчета.

6. Определить ориентировочное значение межосевого расстоя­ния

а≥ 0,55 (d1 d2 ) Т0,

где – Т0, высота сечения клинового ремня.

7. Определить ориентировочное значение длины ремня:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Принять по стандарту из ряда по ГОСТ 1284.1-89, ГОСТ 1284.2-89,
ГОСТ 1284.3-96 для ремней нормального сечения, РТМ51-15-15-70 для ремней узкого сечения и РТМ 38-40528-74 для поликлиновых ремней выбрать ближайшее стан­дартное сечение ремня L.

8. Уточнить межосевое расстояние:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,

где 1 = 0,5π (d1 d2); 2 = 0,25π (d2 d1) или (что то же самое):

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

8. Определить скорость ремня:

vПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , м/с,

где d1 в м.

10. Определить частоту пробегов ремня υ в секунду:

υ = ν/ Lр≤ [υ], здесь L в м.

11. Осуществить проверку ременной передачи на долговечность по числу пробегов υ = ν/ Lр≤ [υ], где [υ] = 10с-1 :

· если условие не выполняется, то перейти к п. 7 и увеличить длину ремня по стандарту;

· если условие выполняется, перейти к следующему расчету.

12. Определить угол обхвата ремнем малого шкива:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

13. Провести проверку α ≥ 120°: если условие не выполняется, то необходимо применить устройства, увеличи­вающие угол обхвата, например, натяжной ролик; если условие выполняется, то перейти к следующему блоку.

14. Определить окружную силу на шкивах:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , Н.

15. Определить ориентировочное значение числа устанавливае­мых ремней:

– для клиновых ремней по выражению:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ;

– для поликлиновых ремней определяется число ребер ремня по выра­жению:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,

где [k] = k0саср – допустимое полезное напряжение; A1, A10 – пло­щади поперечного сечения ремней (табл. 6.3); k0 – полезное на­пряжение ремня, МПа;

– для нормальных клиновых и поликлиновых ремней:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ;

– для узких клиновых ремней:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,

где v – скорость ремня, м/с, (см. п. 9); υ – частота пробегов ремня, (см. п. 10);
bp= lpширина ремня по нейтральному слою (см. табл. 6.2); kикоэффициент влияния передаточного числа (см. табл. 6.3); сα коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяго­вую способность (табл. 6.4); сркоэффициент режима работы (табл. 6.5). Перегрузка при пуске определяется как
Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ∙100 % (см. график нагрузки в техническом задании).

Таблица 6.3

Коэффициенты влияния передаточного числа kи

иkииkи
1,02…1,05 1,02 1,16…1,2 1,07
1,06…1,1 1,04 1,21…1,3 1,09
1,11…1,15 1,06 1,31…1,5 1,11
1,51…2,0 1,12 2,1 и выше 1,14

Таблица 6.4

Коэффициент сα

сαα°сαα°сαα°
0,64 0,83 0,95
0,69 0,86 0,98
0,74 0,89 1,00
0,79 0,92 1,05
1,10 1,15 1,20

Таблица 6.5

Коэффициент режима работы ср

Характер нагрузки Перегрузка при пуске, %ср
Спокойная до 120 1,0
Умеренные колебания до 150 0,9
Значительные колебания до 200 0,8
Неравномерная ударная до 300 0,7

В ГОСТ 1284.3-80 и РТМ 38.40545-79 учитывается, что в многоручьевых передачах нагрузка распределяется по ремням неравномерно. Поэтому вводят коэффициент числа ремней Сz(табл. 6.6). Тогда окончательно число ремней:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Значение z следует округлить до целого числа в большую сторону.

Таблица 6.6

Коэффициент числа ремней Сz

z’ 2…3 4…6 Более 6
Сz 0,95 0,9 0,85

16. Провести сравнение z ≤[z], где [z]– допустимое число ремней для данного сечения:

· если условие не выполняется, то следует перейти к п. 2 и выбрать сечение боль­шего размера, а затем повторить расчет ремня;

· если условие выполняется, перейти к следующему пункту.

17. Определить силы, действующие на валы:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,

где A1 – площадь поперечного сечения одного ремня, для поликлиновых ремней

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; k0 – полезное напряжение в ремне (см. п. 15);

γ = 180°– α – угол между ветвями ремня (угол а – см. п. 12).

Date: 2022-08-30; view: 656; Нарушение авторских прав

§

Шкивы ременных передач изготавливают чаще всего литыми из чугуна. Для снижения инерционных нагрузок шкивы высокоскоростных передач изготавливают из легких сплавов. При небольшом выпуске их изготавливают также сварными из стали. Шкивы быстроходных передач подвергают балансировке. При диаметре D ≤300 шкивы выполняют с дисками без спиц, шкивы больших диаметров – с 4…6 спицами. Для шкивов с Dн≥250 мм диск конструируют в виде конуса, что способствует лучшему отводу газов при заливке формы металлом.

Для удобства установки ремней шкивы передач должны быть консольными, иначе для смены ремня потребуется разборка узла. Поскольку в процессе работы ремень может вытягиваться, то в конструкции с ременной передачей необходимо предусматривать уст­ройства для изменения межосевого расстояния.

Для увеличения угла обхвата α1 рекомендуется ведомую ветвь передачи располагать вверху. Тогда за счет провисания ремня угол несколько увеличивается. В тех случаях, когда провисание ремней не­существенно, для увеличения угла обхвата α1 рекомендуется приме­нять дополнительный шкив, который может служить и натяжным уст­ройством.

Допуски на форму и расположение поверхностей можно назна­чать для шкивов ременной передачи, основываясь на рекомендациях, приведенных для колес зубчатых передач.

Таблица 6.7

Размеры обода и канавок, мм

Профиль ремня по
ГОСТ 1284.1-80
С2еTakС1φ
О 5,5 34° при D=63…71; 36° D=80…100
38° при D=112…160; 40° D=180
А 5,5 34° при D=90…112; 36° D=125…160
38° при D=190…400; 40° D=450
Б 6,5 7,5 38° при D=190…112; 40° D=450
38° при D=250…500;
В 36° при D=200…315;
38° при D=355…450

D – расчетный диаметр. При D > 350 мм выполняется с 4…6 спицами
Dн = D 2С2; Db = Dн 2e; b = (z – 1)t a 2k; z – число канавок (ремней);
D1 = Db2С1; dст = (1,6…1,7)d; γ = 7…8° –линейные (формовочные) уклоны;
r ≥ 4…5 мм lст = (0,9…1,4)d – для переходных посадок Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

6.10. Передачи зубчатым ремнем

Зубчатые ремни выполняют плоскими с поперечными зубьями на внутренней поверхности. При работе передачи зубья ремня входят во впадины соответствующего профиля на шкивах. Передача зубчатым ремнем работает по принципу зацепления.

Зубчатое зацепление ремня со шкивом устраняет скольжение и необходимость в большом предварительном натяжении, уменьшает влияние угла обхвата (межосевого расстояния) на тяговую способ­ность, что позволяет уменьшить габариты передачи и реализовать большие передаточные числа.

Достоинствапередач зубчатым ремнем: 1) постоянное переда­точное число; 2) малое межосевое расстояние; 3) небольшие на­грузки на валы и подшипники; 4) большое передаточное число (и < 12); 5) низкий уровень шума и отсутствие динамических нагру­зок вследствие эластичности ремня и упругости зубьев.

Недостатки:1) сравнительно высокая стоимость; 2) чувстви­тельность к отклонению от параллельности осей валов.

Применение.Передачу зубчатым ремнем применяют как в высоконагруженных передачах (например, кузнечно-прессовое обору­дование), используя ее высокую тяговую способность, так и в пере­дачах точных перемещений (в связи с постоянством передаточного числа): приводы печатающих устройств ЭВМ, киносъемочная аппа­ратура, робототехника и др.

Мощность, передаваемая зубчатым ремнем, до 100 кВт; ско­рость ремня до 60 м/с; КПД передачи 0,94 … 0,98.

В зависимости от способа изготовления зубчатые ремни вы­пускают двух видов: сборочные и литьевые.

ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

7.1. Общие сведения

Цепная передача – это передача зацеплением с гибкой связью. Движение передает шарнирная цепь 1, охватывающая ведущую 2 и ведомую 3 звездочки и зацепляющаяся за их зубья.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 7.1. Цепная передача

Для перемещения грузов в машинах, работающих по принципу непрерывного действия (подъемники, конвейеры, эскалаторы), используются тяговые цепи, для подъема или опускания грузов – грузовые цепи, для передачи движения – приводные цепи.

В цепных передачах используются приводные цепи, которые и будут рассматриваться далее. Приводная цепь состоит из соединенных шарнирами отдельных звеньев. Цепи стандартизованы.

Основные типы приводных цепей: роликовые, втулочные и зубчатые (рис. 7.2).

Наиболее широко применяются приводные роликовые цепи (v ≤ 15 м/с).

Зубчатые цепи состоят из набора пластин с двумя зубообразными выступами

Втулочные цепи по конструкции аналогичны роликовым, но у них ролик отсутствует.

Достоинства:

· по сравнению с зубчатыми передачами возможность передавать движение между валами в значительном диапазоне межосевых расстояний (до 8 м);

· по сравнению ременными передачами значительно меньшие габариты (передача более компактна);

· отсутствие скольжения и буксования (зацепление позволяет обойтись без предварительного натяжения цепи).

Вконструкции цепных передач для компенсирования удлинения цепи при вытяжке и обеспечения эксплуатационной стрелы провисания f ведомой ветви иногда предусматривают специальные натяжные устройства.

Угол обхвата звездочки цепью не имеет такого решающего значения как угол обхвата шкива ремнем в ременной передаче;

· возможна передача движения одной цепью нескольким звездочкам;

· меньшая, чем в ременных передачах радиальная нагрузка на валы (в два раза);

· сравнительно высокий КПД (до 0,95–0,98).

Недостатки:

· сравнительно высокая стоимость цепей;

· вытягивание цепей вследствие изнашивания в шарнирах;

· повышенный шум вследствие удара звена цепи при входе в зацепление и дополнительные динамические нагрузки из-за многогранности звездочек. (свыше 90, а для зубчатых передач свыше 140 цепь соскакивает со звездочки, т.к. при огибании звездочки звенья образуют между собой угол около 180 градусов);

· необходимость высококачественного монтажа передачи и тщательного ухода за ней;

· невозможность использования передачи при реверсировании без остановки;

· сложность подвода смазочного материала к шарнирам цепи;

· при большом числе зубьев звездочки (свыше 90, а для зубчатых передач свыше 140 цепь соскакивает со звездочки, т.к. при огибании звездочки звенья образуют между собой угол около 180 градусов);

· из-за неравномерности хода передачи минимальное число зубьев звездочки не должно быть меньше 13…15 при низких частотах вращения и меньше 19…23 – при высоких; для зубчатых передач эти значения больше
на 20–30 процентов.

Вследствие сказанного выше передаточное отношение цепной передачи не должно превышать 5…6.

Рекомендации:

· число зубьев звездочки – нечетное, число звеньев цепи – четное;

· в приводах с быстроходным двигателем и редуктором цепную передачу помещать после редуктора;

· угол наклона передачи к горизонту не делать больше 60 градусов для обеспечения самонатяжения.

Цепные передачи применяют в сельскохозяйственном, транспортном, химическом машиностроении, в станках и др.

Классификация цепных передач осуществляется
по следующим основным признакам:

1)по типу цепей: а) с роликовыми, б) с втулочными, с) с зубчатыми;

2) числу рядов: а) однорядные, б) многорядные (2, 3, 4 и более);

3) числу звездочек: а) нормальные двухзвенные, б) специальные – многозвенные;

4) расположению звездочек: а) горизонтальные, б) наклонные, с)вертикальные.

Приводные цепи

Роликовые приводные цепи (рис. 7.2). Состоят из двух рядов наружных 4 и внутренних 3 пластин. В наружные пластины запрессованы оси 2, пропущенные через втулки 1, запрессованные в свою очередь во внутренние пластины. На втулки предварительно надеты свободно вращающиеся ролики 5. Концы осей после сборки расклепывают с образованием головок, препятствующих спаданию пластин. При относительном повороте звеньев ось проворачивается во втулке, образуя шарнир скольжения. Зацепление цепи со звездочкой происходит через ролик, который, поворачиваясь на втулке, перекатывается по зубу звездочки. Ролик, перекатываясь по зубу звездочки, частично заменяет трение скольжения трением качения, уменьшая ее износ. Такая конструкция позволяет выровнять давление зуба на втулку и уменьшить изнашивание как втулки, так и зуба. Пластины очерчены контуром, напоминающим цифру 8 и обеспечивающим равную прочность пластины во всех сечениях. Роликовые цепи имеют широко применяются при скоростях V≤15 м/с.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 7.2. Приводные однорядная и двухрядная роликовые цепи:
1, 2 – соответственно внутренняя и наружная пластины, 3 – втулка, 4 – валик, 5 – ролик

ГОСТ 13568-97 устанавливает следующие типы роликовых цепей: ПРА – роликовые однорядные нормальной точности; ПР – роликовые однорядные повышенной точности (двухрядные 2ПР, трехрядные 3ПР, четырехрядные 4ПР); ПРД – длиннозвенные, ПРИ – с изогнутыми пластинами. Различные виды цепей представлены на рис. 7.3. Конструкции звеньев цепи, соединительного и переходного, показаны на рис. 7.4.

Date: 2022-08-30; view: 263; Нарушение авторских прав

§

Пример условного обозначения роликовой однорядной цепи с шагом цепи
t =19,05 мм и разрушающей нагрузкой Fразр= 31,8 кН:

Цепь ПР-19,05-3180 ГОСТ 13568-97.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 7.3. Типы цепей: а – приводная роликовая однорядная, б – то же двухрядная;
в – то же с изогнутыми пластинами; г – приводная зубчатая с направляющими пластинами;
е, д – грузовая круглозвенная; ж – то же пластинчатая; з – то же тяговая втулочная

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 7.4. Звенья цепи: а – соединительное; б – переходное

Втулочные цепипо конструкции подобны роликовым, но не имеют роликов, что удешевляет цепь, уменьшает её массу, но существенно увеличивает износ втулок цепи и зубьев звездочек. Применяют в неответственных передачах. Однорядные ПВ и двухрядные 2ПВ шага 9,525 мм выполняются по ГОСТ 13568-97.

Зубчатые приводные цепи (рис. 7.5)состоят из звеньев, составленных из набора пластин, шарнирно соединенных между собой. Каждая пластина имеет по два зуба и впадину между ними для размещения зуба звездочки. Пластины в звеньях раздвинуты на ширину одной или двух пластин сопряженных звеньев. Рабочими являются грани пластин, наклоненные одна к другой под углом 60о. Этими гранями каждое звено цепи вклинивается между двумя зубьями звездочки, имеющими трапецеидальный профиль.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнПредельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 7.5. Приводные роликовые и зубчатые цепи

Благодаря этому зубчатые цепи работают плавно, с малым шумом, лучше воспринимают ударную нагрузку и допускают высокие скорости. По сравнению роликовыми зубчатые цепи тяжелее, сложнее в изготовлении и дороже. Зубчатые цепи к настоящему времени вытеснены более дешевыми и технологичными прецизионными роликовыми цепями, которые не уступают зубчатым по кинематической точности и шумовым характеристикам. Зубчатые цепи используются преимущественно для замены в старом оборудовании.

Типы и основные параметры зубчатых цепей установлены ГОСТ 13552-81, параметры зубьев звездочек ГОСТ 13576-81.

Условное обозначение приводной зубчатой цепи типа 1(с односторонним зацеплением) с шагом t = 19,05мм, разрушающей нагрузкой Fразр= 74 кН и рабочей шириной b = 45 мм:

Цепь ПЗ-1-19,05-74-45 ГОСТ 13552-81.

Преимущественное применение имеют роликовые и втулочные цепи.

Следует иметь в виду:

· чем больше шаг цепи Р, тем выше нагрузочная способность цепи;

· многорядная цепь с меньшим шагом позволяет заменить однорядную с большим итем самым уменьшить диаметры звездочек, снизить динамические нагрузки в передаче;

· многорядные цепи могут работать при гораздо больших скоростях движения цепи;

· нагрузочная способность возрастает почти прямо пропорционально числу рядов;

· соединение концов цепи при четном числе её звеньев производят соединительнымзвеном, при нечетном – менее прочным переходным звеном с изогнутыми пластинами. Поэтому применяют цепи с четным числом звеньев.

Date: 2022-08-30; view: 236; Нарушение авторских прав

§

Переменность мгновенного значения передаточного отношения

Передаточное отношение цепной передачи переменно в пределах поворота звездочки на один зуб. Непостоянство u′ вызывает неравномерность хода передачи, динамическое нагружение вследствие ускорения масс, соединяемых передачей, и поперечные колебания цепи. Равномерность движения тем выше, чем больше числа зубьев звездочек (меньше пределы изменения углов ά12 – соответственно текущие углы поворота ведущей и ведомой звездочек относительно перпендикуляров соответственно к ведущей, ведомой ветвям). Среднее передаточное отношение u = z2/z1за один оборот постоянно . Максимально допустимое значение передаточного отношения цепной передачи ограничено дугой обхвата цепью малой звездочки и числом шарниров, находящихся на этой дуге. Рекомендуют угол обхвата принимать не менее 120о, а число шарниров на дуге обхвата – не менее 5. Обычно u ≤ 4.

Удары звеньев о зубья звездочек при входе в зацепление

Удары тем сильнее, чем больше шаг и меньше число зубьев звездочки.

Поворот звеньев под нагрузкой

При повороте звездочки на один угловой шаг звенья, соединяемые ведущим шарниром, поворачиваются на угол β. Поворот в шарнире происходит при передаче окружной силы и вызывает изнашивание. Угол поворота β, определяющий путь трения и изнашивание тем меньше, чем больше число зубьев звездочки.

Звездочки

По ГОСТ 591–69* установлено три класса точности для звездочек: А, В и С. В зависимости от класса точности назнача­ют поля допусков на размеры зубчатых венцов и допуски на разность шагов δ, радиальное биение ок­ружности впадин E0и торцовое биение венца ЕT.

Звездочки цепных передач в соответствии со стандартом выполняют с износоустойчивым профилем зубьев. Для увеличения долговечности цепной передачи принимают по возможности большее число зубьев меньшей звездочки. Число z1 зубьев малой звездочки для роликовых и втулочных цепей z1 = 29 – 2u при условии z1 ≥ 13. Минимально допустимое z1 принимают: при высоких частотах вращения 19…23, при средних 17…19, при низких 13…15.

При износе шарниров и увеличении в связи с этим шага цепь стремится подняться по профилю зубьев, причем тем выше, чем больше число зубьев звездочки. При большом числе зубьев даже у мало изношенной цепи в результате радиального сползания по профилю зубьев цепь соскакивает с ведомой звездочки. Поэтому максимальное число зубьев большей звездочки ограничивают: z2 90 для втулочной цепи, z2 120 для роликовой. Предпочтительно принимать нечетные числа зубьев звездочек, что в сочетании с четным числом звеньев способствует более равномерному её изнашиванию.

Материалы для изготовления цепей и звездочек.Детали цепей изготовляют из стального холоднотянутого проката: пластины – из сталей 45, 50, 40Х, 40ХН и других с последующей закалкой до твердости HRC≥ 32; валики, втулки и ролики из сталей 15, 15Х, 20Х, 12ХНЗА, 38ХМЮА с последующей це­ментацией или азотированием до твер­дости HRC 5…63. Для пластин цепей типов ПРД и ПРИ допускается приме­нение горячекатаного проката. Для звездочек используют стали 40, 45, 40Х с закалкой ТВЧ и выполнением условия по твердости HRC ≥ 45 или низкоуглеродистые стали 15, 15Х, 20, 20Х, 12ХНЗА и др. с цементацией до твердости HRC 54… 62; для звездочек больших размеров – стальное литье 45Л. Звездочки тихоходных (v < 2 м/с) и малонагруженных передач изготовляют из чугуна СЧ 18, СЧ 20 с термообработ­кой до HRC 35.

Натяжение цепи. При эксплуатации цепных передач необходимо постоян­но контролировать натяжение цепей и расположение в одной плоскости ведущей, ведомой и натяжной звездочек. Натяжение цепи регулиру­ют, перемещая одну из звездочек. Натяжную звездочку рас­полагают как внутри, так и снаружи контура цепи. Натяжение считается нормальным (ГОСТ 13568-97), если при межосевом расстоянии передачи а = 1000 мм стрела провисания ведо­мой ветви цепи f = 40 мм ± 10 мм при приложении усилия 160Н±10Н. При увеличении или уменьшении а на каждые 100 мм f соответственно уве­личивается или уменьшается на 4 мм ± 1 мм. По мере изнашивания шарниров цепь вытя­гивается, стрела f провисания ведомой ветви увеличивается, что вызывает захлестывание звездочки цепью.

Регулирование натяжения цепи осуществляют перемещением вала одной из звездочек, нажимными роликами или оттяжными звездочками.

Натяжные устройства должны компенсировать удлинение цепи в пределах двух звеньев, при большей вытяжке два звена цепи удаляют. Натяжение не компенсирует увеличение шага цепи вслед­ствие износа деталей шарниров.

Смазывание. Способ смазывания зависит от условий эк­сплуатации передачи. При скорости до 4 м/с цепь периодически смазыва­ют с помощью ручной масленки ин­дустриальным, цилиндровым или трансмиссионным маслом. Жид­кая смазка способству­ет проникновению абразивных частиц в шарниры цепи и ускоряет процес­с изнашивания. В тяжело нагруженных приводных передачах используют солидол, пластичную смазку ЦИАТИМ-201, что значительно повышает ресурс работы передачи, и графитную смазку БВН-1.

Перспективными считают цепи, трущиеся поверхности которых покры­ты антифрикционными материалами, не требующими смазывания.

Защитные устройства. Рекоменду­ется использовать кожухи из листовой стали, защищающие передачу от пыли и грязи, обеспечивающие безопас­ность, снижающие шум, или из сетки только для защиты обслуживающего персо­нала.

Хранение. При подготовке к хранению цепи очищают. В про­цессе наружного осмотра выбраковы­вают звенья с трещинами или выкра­шиванием металла, а также звенья, в наружных пластинах кото­рых проворачиваются валики, а во внутренних – втулки. Затем с помощью специальных при­способлений проверяют удлинение цепи на десяти звеньях в трех равно­мерно расположенных по всей длине зонах. Предельное увеличение сред­него шага цепи по сравнению с но­минальным значением должно быть не более 4 %. Годные к дальнейшей эксплуатации цепи проваривают в отработанном автотракторном масле при температуре 90 °С в течение 15 мин, затем скатывают в рулон и хранят на складе. Для защиты от кор­розионных воздействий цепи упако­вывают в промасленную или ингибированную бумагу.

Состояние звездочек определяют внешним осмотром, выявляя трещины и поломки зубьев и ступиц. Затем, измеряя размеры, вы­являют степень износа зубьев, шпо­ночных, шлицевых и резьбовых от­верстий, биение венцов. Основным выбраковочным параметром служит износ зубьев.

Основные геометрические параметры. Основные геометрические параметры показаны на рис. 7.6.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 7.6. Основные геометрические параметры

1. Межосевое расстояние

а ≥ (30…50) Р,

где Р – шаг цепи.

а min(мм) выбирают из условия минимально допустимого зазора между звездочками

а min = (dа1 dа2) / 2 (30…50)Р,

где dа1, dа2 – диаметры вершин зубьев ведущей и ведомой звездочек.

а max = 80 Р.

При известной длине цепи межосевое расстояние

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайна = Р/4{Lp – (z1 z2)/ а Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ( Lp – (z1 z2)/2)2 – 8[(z2 – z1)/ 2π]2},

где Lp – длина цепи в шагах (или число звеньев цепи).

2. Число звеньев цепи определяют по приближенной формуле

Lp = 2а/Р (z1 z2)/2 [(z2 – z1)/ 2π]2 (Р/а).

3. Допускаемая величина стрелы провисания

f = (0,002…0,004) а.

4. Делительный диаметр звездочки

d = Р/sin (180о/ z).

5. Диаметр вершин зубьев:

– для втулочных и роликовых цепей

dа = Р [ctg(180о/ z) (0,5 ± 0,6)];

– для зубчатых цепей

dа = Р ctg(180о/ z).

КПД передачи. η = 0,9…0,98. Зависит от потерь на трение в шарнирах и между пластинами смежных звеньев, на трение в подшипниках и на потери на разбрызгивание масла. Для повышения КПД важную роль играет смазка шарниров и подшипников.

Силы в ветвях цепи. Ведущая ветвь цепи при работе передачи нагружена силой F1 состоящей из полезной (окружной) силы Ftсилы F0 натяжения от силы тяжести ведомой ветви цепи и силы Fцнатяжения от действия центробежных сил:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Окружная сила F,(Н), передаваемая цепью:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн.

где d –делительный диаметр звездочки, мм; T – в Нм.

Натяжение F0(H) от силы тяжести при горизонтальном или близком к нему положении линии, соединяющей оси звездочек,

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн,

где q – масса l м цепи, кг/м; g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения;
а – межосевое рас­стояние, м; f – стрела прови­сания ведомой ветви, м (рис. 7.6). При вертикальном или близком к нему положении линии центров звездочек

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Натяжение цепи от центробежных сил (Н)

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн,

где v – скорость движения цепи, м/с.

Сила Fцдействует на звенья цепи по всему ее контуру и вызы­вает дополнительное изнашивание шарниров.

Цепь передачи проверяют на прочность, сопоставляя значения разрушающей силы, приводимой в стандарте, и силы натяжения ведущей ветви, которую при этом вычисляют с учетом дополнитель­ного динамического нагружения от неравномерного движения цепи, ведомой звездочки и приведенных к ней масс.

Нагрузка на валы звездочек.Центробежная сила валы и опо­ры не нагружает. Расчетная нагрузка FBна валы цепной передачи несколько больше полезной окружной силы вследствие натяжения цепи от собственной силы тяжести. Условно принимают

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн,

где kВкоэффициент нагрузки вала; kВ = 1,15 – для горизонтальных передач,
kВ= 1,05 – для вертикальных.

Направление силы FBпо линии центров звездочек.

Date: 2022-08-30; view: 297; Нарушение авторских прав

§

Для приводных цепей характерны следующие основные виды предельных состояний.

1. Изнашивание деталей шарнироввследствие их взаимного поворота под нагрузкой. Приводит к увеличению шага цепи. По ме­ре изнашивания шарниры располагаются все ближе к вершинам зубьев и возникает опасность соскакивания цепи со звездочек.

2. Изнашивание зубьев звездочеквследствие относительного скольжения и схватывания в сопряжении ролик цепи – зуб звездочки.

3. Усталостное разрушение пластин цепей вследствие цикли­ческого нагружения. Наблюдают в быстроходных тяжело нагружен­ных передачах.

4. Ударно-усталостное разрушениетонкостенных деталей – роликов и втулок. Эти отказы обусловлены ударами шарниров о зу­бья звездочек при входе в зацепление.

В правильно спроектированной и эксплуатируемой цепной пе­редаче увеличение шага цепи по мере износа шарниров опережает соответствующие изменения геометрии зубьев звездочек. С этим связаны: нарушение правильности зацепления, недопустимое прови­сание ведомой ветви цепи, соскакивание со звездочки, задевание за стенки кожуха или картера, а также увеличение вибраций, шума.

В результате цепь заменяют, как правило, до наступления усталост­ных разрушений.

Изнашивание зависит от давления р в шарнире и от пути трения S. Для расчетов по крите­рию износа используют степенную зависимость pmS = const, где по­казатель т = 3 при нормальной эксплуатации передач с хорошим смазыванием.

Нагрузочную способность цепи определяют из условия: среднее давление р в шарнире звена цепи не должно превышать допускаемое [p], МПа в данных условиях эксплуатации:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,

где Ftокружная сила, передаваемая цепью, Н; А – площадь проек­ции опорной поверхности шарнира: для роликовых (втулочных) це­пей А = d0B , здесь
d0диаметр оси, мм; В – длина втулки, мм;

КЭ – коэффициент эксплуатации (при оптимальном межосевом расстоянии а = (30 … 50)Р.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Здесь КД коэффициент динамичности нагрузки: при равно­мерной нагрузке КД = 1 (ленточные, цепные конвейеры), при работе с толчками
КД = 1,2 … 1,5 (металлорежущие станки, компрессоры);

КСМ – коэффициент способа смазывания: при непрерывном сма­зывании КСМ = 0,8, при регулярном капельном КСМ = 1, при перио­дическом КСМ= 1,5.

КНкоэффициент наклона передачи к горизонту: КН = 1 при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ≤450
КН = 0,15Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн > 45°. Угол Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн получают из компоновки привода. Чем больше наклон передачи к горизонту, тем меньше допустимый суммарный износ цепи;

КРег –коэффициент способа регулирования натяжения цепи: при регулировании положения оси одной из звездочек КРег= 1, при регулировании оттяжными звездочками или нажимными роликами КРег=1,1 для нерегулируемой передачи КРег= 1,25;

КР– коэффициент режима работы: при односменной работе КР = 1, при двухсменной, учитывая удвоенный путь трения, КР=3√2=1,25, при трехсменной КР = 33 = 1,45;

[р] –допускаемое давление в шарнирах цепи (МПа) принимают по опытным данным в зависимости от шага Р цепи и частоты вра­щения малой звездочки: меньшие значения [р] соответствуют боль­шим частотам вращения n1и большим шагам Р.

Выразив окружную силу Ftчерез момент Т1на малой звездочке, шаг цепи Р и число зубьев z1,а площадь проекции опорной поверхности шарниров через шаг Р (А = 0,25Р2), получим формулу для предварительного определения шага роликовой (втулочной) цепи (мм):

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

где ν – коэффициент числа рядов, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по рядам цепи: для однорядной цепи ν = 1, двухрядной ν = 1,7, трехрядной ν = 2,5; Т1–в Нм; [р]допускаемое давление в шарнирах цепи (МПа) принимают по опытным данным в зависимости от предполагаемого шага P`цепи и частоты вращения малой звездочки.

Натяжение цепи. При эксплуатации цепных передач необходимо постоян­но контролировать натяжение цепей и расположение в одной плоскости ведущей, ведомой и натяжной звездочек. Натяжение цепи регулиру­ют, перемещая одну из звездочек. Натяжную звездочку рас­полагают как внутри, так и снаружи контура цепи. Натяжение считается нормальным (ГОСТ 13568-97), если при межосевом расстоянии передачи а = 1000 мм стрела провисания ведо­мой ветви цепи f = 40 мм ± 10 мм при приложении усилия 160Н±10Н. При увеличении или уменьшении а на каждые 100 мм f соответственно уве­личивается или уменьшается на 4 мм ± 1 мм. По мере изнашивания шарниров цепь вытя­гивается, стрела f провисания ведомой ветви увеличивается, что вызывает захлестывание звездочки цепью.

Регулирование натяжения цепи осуществляют перемещением вала одной из звездочек, нажимными роликами или оттяжными звездочками.

Натяжные устройства должны компенсировать удлинение цепи в пределах двух звеньев, при большей вытяжке два звена цепи удаляют. Натяжение не компенсирует увеличение шага цепи вслед­ствие износа деталей шарниров.

Критерии работоспособности. Основными причинами выхода из строя цепных передач являются износ шарниров цепи и зубьев звездочек (при этом цепь удлиняет­ся и нарушается ее зацепление со звездочкой), проворачивание валиков и втулок в местах запрессовки (обусловлено низким качеством изготовления), усталостное разрушение пластин по проушинам и роликов по внутреннему и внешнему диаметрам. Основным критерием работоспособности передачи приводной роликовой цепью является износостойкость шарниров цепи. Расчет заключается в проверке цепи по допускаемому давлению для шарниров. Также долговечность цепи проверяется по допустимому числу входов цепи в зацепление с обеими звездочками.

7.2. Расчет цепных передач

Исходные данные (получены из кинематического расчета привода):

n1 частота вращения ведущей звездочки, об/мин;

P1передаваемая мощность, кВт, или

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайнвращающий момент на ведущей звез­дочке, Н×м;

и – передаточное число.

1. Определить число зубьев ведущей и ведомой звездочек.

Число зубьев ведущей звездочки принимают нечетным, по возможности простым и с учетом передаточного отношения:

при и ≤ 5 z1расч= 29 2 и,

при и > 5 z1расч=29 1,5 и.

Принять z1z1расч до целого нечетного числа. Минимальное число зубьев звездочки при v ≤ 2 м/с принимают 13…15, при v > 2 м/с 17…19.

Следует иметь в виду, что с уменьшением числа зубьев звездочек из-за большого угла поворота шарнира увеличивается неравномерность движения цепи и интенсивность изнашивания шарниров.

Число зубьев ведомой звездочки рассчитывается как z2расч = z1и и далее округляется до целого числа z2. Для исключения нарушения зацепления цепи с зубьями звездочки допустимое максимальное число зубьев звездочки рекомендуется принимать не более 120.

При работе цепи велика вероятность возникновения поперечных колебаний, что вызывает дополнительные поперечные нагрузки. Поэтому при шаге цепи более 50 мм или высоких скоростях для уменьшения динамических нагрузок и габаритных размеров передачи рекомендуется применять двух- или трехрядные цепи.

2. О пределить передаточное число по выбранным числам зубьев звездочек ирасч = z2 /z1.

3. Провести сравнение uрасч и u: если разница между uрасч и u превышает
5 %, то вернуться к п. 2 и изменить значения z1 и z2.; если разница между uрасч и u непревышает 5 % , то перейти к расчету по п. 4.

Рекомендуется принимать u ≤ 6. При малых скоростях движения цепи допускается u ≤ 10. Следует иметь в виду, что с уменьшением передаточного числа плавность работы цепи возрастает.

4. Определить коэффициент эксплуатации Кэ.

Кэ = Кд Ка Ксм КнКреж Крег , (7.1)

где Кд коэффициент динамичности, учитыва­ющий характер действующей на цепь внешней нагрузки; Ка – коэффициент межосевого расстояния или длины цепи; Кн коэф­фициент наклона передачи к горизонтали; Ксм коэффициент, учитывающий способ смазывания; Крегко­эффициент, учитывающий способ регулирова­ния передачи; Крежкоэффициент, учитывающий режим или продолжительность работы. Значения коэффициентов приведены в табл. 7.1.

5. Определить ориентировочное значение шага цепи (основная формула проектного расчета передачи).

Таблица 7.1

Значения коэффициентов при расчете цепи по износостойкости шарниров

Коэффициент Условие работы Значения
динамичности Кд при спокойной нагрузке 1,0
при толчкообразной или переменной нагрузке 1,25…1,5
при сильных толчках 1,8
межосевого
расстояния
или длины цепи Ка
при а = (30…50)t 1,0
при а < 25t 1,25
при а = (60…80)t 0,9
способа смазки Ксм смазка непрерывная в масляной ванне 0,8
при регулярном капельном смазывании 1,0
при периодическом смазывании 1,5

Окончание табл. 7.1

наклона передачи к горизонту Кн при угле наклона линии центров
звездочек к горизонту до 60°
1,0
при угле наклона линии центров
звездочек к горизонту более 60°
1,25
режима работы Креж работа односменная 1,0
двухсменная 1,25
трехсменная 1,5
способа
регулирования натяжения цепи Крег
при регулировании натяжения цепи за счет перемещения звездочки (при подвижных опорах) 1,0
при использовании натяжных звездочек или роликов 1,1
для нерегулируемых передач 1,25

В зависимости от параметра, заданного в исходных данных (Т1 или N1), необходимый шаг цепи, мм, определяется по формулам 7.1, 7.2 или 7.3:

а) при задании Т1

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , (7.2)

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн –вращающий момент на ведущей звез­дочке; m – коэффициент рядности: для однорядной цепи m =1, для двухрядной m =1,7, для трехрядной m= 2,5.

Если число рядов цепи неизвестно, для предварительного расчета разрешается принять m =1; [р] – допускаемое давление в шарнирах, МПа, принять по таблице 7.2.

Для однорядных цепей типа ПР можно использовать упрощенную зави­симость

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; (7.3)

б)при задании N1

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (7.4)

Таблица 7.2

Допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей

Шаг цепи t,
мм
[p], МПа при частоте вращения малой звездочки, Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
12,7…15,87 31,5 28,7 26,2 24,2 22,4 18,5 16,3 14,7 13,4
19,05…25,4 26,2 23,4 17,5
31,75…38,1 28,7 24,2 18,5
44,45…50,8 26,2 17,5

6. Выбрать шаг цепи по ГОСТ 13568-97 нормальной серии с учетом Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

7. Определить скорость цепи, м/с:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн. (7.5)

Таблица 7.3

Приводные роликовые однорядные цепи (ГОСТ 13568-97) (рис. 7.3)

Обозначение цепейt, ммb1, ммd3, ммh, ммАоп, ммFразр, кНq, кг
Пр9,525–9,1 9,525 5,72 6,35 8,5 9,1 0,45
Пр12,7–18,2 12,7 5,4 8,51 11,8 18,2 0,65
Пр12,7–18,2* 12,7 7,75 8,51 11,8 18,2 0,75
Пр15,875–23 15,875 6,48 10,16 14,8 0,8
Пр15,875–23* 15,875 9,65 10,16 14,8 1,0
Пр19,05–31,8* 19,05 12,7 11,91 18,2 31,8 1,9
Пр25,4–60* 25,4 15,88 15,88 24,2 2,6
Пр31,75–89* 31,75 19,05 19,05 30,2 3,8
Пр38,1–127* 38,1 25,4 22,23 36,2 5,5
Пр44,45–172,4* 44,45 25,4 25,7 42,4 172,4 7,5
Пр50,8–227* 50,8 31,75 28,58 48,3 9,7
Примечание: *Цепи, изготавливаемые двухрядными и трехрядными; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн = 0,28t2 , где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн – проекция площади опорной поверхности шарнира.

8. Определить окружную силу, Н:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (7.6)

9. Определить давление в шарнирах цепи, МПа:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн, МПа. (7.7)

10. Провести сравнение

р ≤ [р] ,

где [р] – допускаемое давление в шарнирах цепи выбранного шага (табл. 7.4):

· если условие не выполняется, то следует или увеличить шаг цепи и перейти к п. 7, или увеличить число рядов цепи (коэффициент рядности m) и перейти к п. 6;

· если условие выполняется, то перейти к следующему пункту расчета.

Таблица 7.4

Допускаемое давление [р] для роликов цепей, МПа

Частота
вращения n1, об/мин
Шаг цепи t, мм
12,7; 19,05;25,4 31,75;38,1 44,45;50,8
34,3 34,3 34,3 34,3
30,9 29,4 28,1 25,7
28,1 25,7 23,7 20,6
25,7 22,9 20,6 17,2
23,7 20,6 18,1 14,7
22,0 18,6 16,3
20,6 17,2 14,7
18,1 14,7
16,3
14,7
13,4

11. Определить межосевое расстояние: а = 40t.

12. Определить число звеньев цепи:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (7.9)

13. Определить длину цепи:

L = ω t. (7.10)

14. Определить число входов цепи в зацепление с обеими звездочками (число ударов) за 1 секунду:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (7.11)

15. Провести сравнение n ≤ [n], где [n] – допустимое число ударов, определяемое по табл. 7.5:

· если условие не выполняется, то увеличить а и перейти к пункту 12;

· если условие выполняется, перейти к следующему пункту.

Таблица 7.5

Допустимое число входов цепи в зацепление с обеими звездочками [n ]

Шаг цепи 12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 50,8
[n ]

16. Определить диаметры начальных окружностей звездочек:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (7.12)

17. Определить диаметры вершин ведущей и ведомой звездочек:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн . (7.13)

18. Определить нагрузку на вал с учетом нагрузки от центро­бежной силы и веса цепи:

Fr= 1,2 Ft. (7.14)

7.3. Конструирование звездочек цепных передач

Конструирование звездочек цепных передач отличается от конструирования цилиндрических зубчатых колес лишь зубчатым венцом. Поэтому большинство рекомендаций по конструированию ци­линдрических колес распространяется и на конструирование звездочек.

· При конструировании следует учитывать некоторые особенности: в приводах с быстроходными двигателями цепную передачу, как правило, устанавливают после редуктора;

· Ведомую ветвь цепи рекомендуется располагать внизу во избе­жание подхватывания ее звеньев зубьями ведущей звездочки;

· Для обеспечения достаточного самонатяжения цепи не следу­ет делать угол наклона линии центров к горизонту более 60°. Если угол наклона больше 60°, то применяют оттяжную звездочку на ведомой ветви;

· Поскольку цепь в поперечном направлении не обладает гибко­стью, то необходимо предусматривать возможность регулировки валов цепной передачи на параллельность, а звездочки должны быть уста­новлены в одной плоскости;

· Возможно применение многорядной передачи.

· Длина ступицы звездочки lст = (0,8…l,5)dв. Диаметр ступицы
dст = 1,5dв 10 мм. Звездочки диаметром свыше 200 мм рекомендуется делать составными или сварными. В составной звездочке ступица может быть выполнена из чугуна

· Предельные отклонения размеров зубьев звездочек средней группы точности: диаметра окружности выступов – h12, диаметра окружности впадин –h11, ширины зубьев – h12; для низкой точности соответственно h14, h12, h14. Предельные отклонения диа­метра посадочного отверстия ступицы звездочки не ниже H8.

· Параметр шероховатости рабочих поверхностей зубьев принимают
Rа ≤ 6,3 мкм при V≤8 м/с и Rа ≤ 3,2 мкм при V >8 м/с.

· Размеры звездочки со ступицей для приводной однорядной цепи приведены на рис. 7.7.

· Материал кованых звездочек: сталь 45, сталь 40Х

b1= 0,93 bвн0,15 мм;

b= b1 6…8 мм;

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,

где t – шаг цепи; z – число зубьев звездочки.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ;

где Di = dд – 2r, r – радиус впадин; r = 0,502D 0,05 мм; Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ;
β = 7…8° – штамповочный уклон; R ≥ 6 мм; угловые скосы γ = 14…18° при
f = 0,2 b1; dст = (1,6…1,7)d; lст = (0,8…1,0)d – для посадок с гарантированным натягом Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн , lст = (0,9…1,4)d – для посадок переходных Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн .

Зубья звез­дочек роликовых и втулочных цепей определены ГОСТ 591-69* (см. рис. 7.6), зубчатых – по ГОСТ 13576-81. Основные параметры и расчетные размеры зубьев и венцов звездочек роликовых и втулочных цепей показаны на рис. 7.6, 7.7 и приведены в табл. 7.6.

Таблица 7.6

Размеры зубьев и венцов звездочек

для приводных роликовых и втулочных цепей

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
Параметр Расчётная формула
Диаметр элемента зацепления цепей:
втулочных Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,
роликовых Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
Ширина пластины цепи (наибольшая) h
Расстояние между внутренними пластинами цепи Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
Расстояние между осями многорядной цепи А
Расчеты выбираются
по ГОСТ 13568-97
и ГОСТ 21834-87
Радиус закругления зуба (наименьший) Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
Диаметр обода (наибольший) Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
Радиус закругления Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
r3 = 1,7Dц
 
h3 = 0,8DцDс=t·ctg (180°/z)1,3hr4 = 1,6 мм при t ≤ 35 мм
r4 = 2,5 мм при Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
Ширина зуба звездочки, мм:
однорядной Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
двухрядной Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
многорядной Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
Ширина венца многорядной звездочки Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн
 
b1= 0,93b3 – 0,15
b2= 0,90b3 – 0,15
bn= 0,86b3 – 0,30
Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,
где n – число рядов
Примечание: Указанные в таблице размеры вычисляют с точностью до 0,1 мм. Размер Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн округляют до 1 мм.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 7.6. Параметры зубьев звездочек

для приводных роликовых и втулочных цепей

Для многорядных цепей расстояние между осями многорядной цепи (А) выбирают согласно таблице 7.7.

Таблица 7.7

Расстояние между осями многорядной цепи (А)

Шаг цепи t, мм 12,7 15,875 19,05 25,4 31,7 38,1 44,45 50,8
А, мм 13,92 16,59 22,78 29,29 35,76 45,44 48,87 58,55

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 7.7. Звездочка со ступицей для приводной однорядной цепи

8.ПЕРЕДАЧИ ВИНТ-ГАЙКА СКОЛЬЖЕНИЯ

8.1. Общие сведения о передачах винт-гайка

Передача состоит из винта и гайки (рис. 8.1). Различают пере­дачи скольжения, работающие на движение с трением скольжения, и передачи качения, работающие преимущественно на движение с трением качения. В передачах скольжения используют резьбы различ­ного профиля (рис. 8.1, а). В передачах качения между витками винта и гайки раз­мещены тела качения – ша­рики (рис. 8.1, б).

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 8.1. Передача винт-гайка

Передача винт-гайка слу­жит для преобразования вра­щательного движения в пос­тупательное. При этом вра­щение закрепленной от осе­вых перемещений гайки вызы­вает поступательное переме­щение винта, или вращение закрепленного от осевых перемещений винта приводит к поступательному перемещению гайки.

Возможность преобразования поступательного движения во вращательное в силовых передачах вследствие низкого КПД не ис­пользуют.

Основные геометрические параметры:

передачи скольжения: наружный диаметр d, средний диаметр d2и шаг Р резьбы;

передачи качения номинальный диаметр d0,т.е. диаметр расположения цен­тров тел качения, шаг Р резьбы и диаметр Dwтел качения.

Достоинства передачи винт-гайка:

· возможность создания больших осевых сил, значительный выигрыш в силе (вследствие клинового действия резьбы);

· возможность получения медленного поступательного перемещения с высокой точностью;

· малые габа­риты при высокой несущей способности.

Недостатками передач скольжения являются повышенные по­тери на трение, изнашивание и низкий КПД. Передачи качения ли­шены этих недостатков, но их конструкция сложнее, а стоимость значительно выше.

Применение.Передачи винт-гайка применяют в станкострое­нии (механизмы подачи), авиастроении (механизмы управления), в точных измерительных приборах (механизмы делительных переме­щений), в приводах нажимных устройств прокатных станов и др.

В качестве ведущего звена в передаче используют как винт, так и гайку.

Кинематика передачи.Скорость поступательного перемеще­ния гайки (винта), м/с:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,

где z – число заходов резьбы; Р – шаг резьбы, мм; п – частота вра­щения винта (гайки), мин –1.

Многозаходные резьбы позволяют получить высокую скорость осевых перемещений исполнительных механизмов.

Развиваемая передачей осевая сила Fa(H) связана с вращающим моментом T(Н∙м) зависимостью

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн ,

где η – КПД передачи.

В предварительных расчетах можно принимать: для передачи скольжения η = 0,25 … 0,35; для передачи качения η = 0,9 … 0,95.

8.2. Передачи скольжения

Достоинствамипередачи винт-гайка скольжения являются плавность и бесшумность работы, простота конструкции и изготов­ления.

Передачи скольжения широко применяют:

для создания больших осевых сил (прессы, нажимные устрой­ства прокатных станов, разрывные машины, домкраты, тиски `и т.п.);

для точных перемещений (измерительные приборы, установочные и регулировочные устройства).

Разновидности винтов передачи.Конструктивно винт пред­ставляет собой длинный вал с нарезанной резьбой и гладкими уча­стками под опоры, обычно располагаемыми на концах вала.

В зависимости от назначения передачи винты бывают: – грузовые, применяемые для создания больших осевых сил. Основное применение имеют резьбы с малыми углами γ наклона боковой рабочей поверхности, характеризуемые малыми потерями на трение: трапецеидальные, γ = 15° (рис. 8.2, а); при большой од­носторонней нагрузке – упорные, γ = 3° (рис. 8.2, б). В домкратах для большего выигры­ша в силе и обеспе­чения самоторможе­ния применяют однозаходную резьбу с ма­лым углом ψподъема (меньшим приведен­ного угла трения ψ);

ходовые, приме­няемые для переме­щений в механизмах подачи. Для снижения потерь на трение при­меняют преимущественно трапецеидальную
многозаходную резьбу;

установочные, применяемые для точных перемещений и ре­гулировок. Имеют метрическую резьбу.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 8.2. Резьба трапецеидальная: а – симметричная; б – несимметричная

Гайкапередачи скольжения в простейшем случае представляет собой втулку с фланцем для осевого крепления. Для устранения «мертвого» хода вследствие износа резьбы гайки ходовых винтов выполняют в виде двух полугаек, предусматривая возможность их относительногоосевого смещения. Для повышения жесткости и точности позиционирования гайки точных передач выполняют из двух полугаек, которые для устране­ния осевого зазора смещают (например, под действием силы пружи­ны, с помощью прокладок или резьбовой пары) одну относительно другой в осевом направлении.

Материалы винта и гайки должны представлять антифрикци­онную пару, т.е. быть износостойкими и иметь малый коэффициент трения. Выбор марки материала зависит от назначения передачи, условий работы и способа обработки резьбы.

Винты изготовляют из сталей марок 50, 40ХГ, У10 и др. В от­ветственных передачах для повышения износостойкости применяют закалку винтов до твердости не менее 45HRC с последующим шли­фованием резьбы.

Гайки ответственных передач изготовляют из оловянных бронз марок БрО10Ф1, БрОбЦбСЗ и др., а в тихоходных слабонагруженных передачах – из антифрикционных чугунов марок АВЧ-1, АКЧ-1 или серого чугуна СЧ20.

КПД передачи скольжения.В передаче винт-гайка скольжения возникают потери в резьбе ηР и потери в опорах ηоп:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Потери в опорах зависят от конструкции передачи. Так, для хо­довых винтов станков (опоры – подшипники качения) ηоп ≈ 0,98.

Потери в резьбе составляют основную часть.

В соответствии с общим определением: КПД – отношение по­лезной работы к затраченной. Представим, что винт нагружен осевой силой Fαсилой тяжести подвешенного к нему груза. Полезная I работа по подъему груза на один ход резьбы за один оборот винта: (Fα zP). Затраченную работу определяет момент ТРсопротивления в резьбе: (ТР). В соответствии с формулами из раздела «Резьбовые соединения» имеем:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

где z – число заходов резьбы; d2средний диаметр резьбы; ψ – угол подъема резьбы; φ1 – приведенный угол трения: φ1 = arctg(ƒ/cosy); ƒ– коэффициент трения скольжения (ƒ = 0,1 и ƒ = 0,13 соответственно для бронзовых и чугунных смазываемых гаек); γ – угол наклона рабочей поверхности профиля резьбы
(γ = 15°, γ = 3° и γ = 30° соот­ветственно для трапецеидальной, упорной и метрической резьб). Таким образом, КПД резьбы

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

КПД многозаходных резьб выше в связи с большим углом ψ подъема резьбы. В общем случае для повышения КПД используют различные средства, понижающие трение в резьбе: материалы с антифрикционными свойствами, тщательную обработку деталей и смазывание поверхностей трения.

Расчет передачи винт-гайка скольжения

Основным видом отказа передачи винт-гайка скольжения является изнашивание резьбы. Возможный отказ – потеря устойчивости длинных сжатых винтов. При определении размеров передачи исхо­дят из основного критерия работоспособности – износостойкости I резьбы.

Для обеспечения необходимой износостойкости ограничивают среднее давление р в резьбе допускаемым давлением [р]изн, МПа:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

где Faосевая сила, действующая на винт, Н; А – площадь рабочей поверхности витка, мм2: А = πd2H1 (рис. 8.3); т – число витков в гайке высотой Н:
т= H/P
(здесь Р – шаг резьбы).

Подставив т = H/P и выразив Н = ψH d2и Н1 = ψh Р, полу­чим формулу для проектировочного расчета передачи винт-гайка скольжения:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

где ψH = H/d2 коэффициент высоты гайки; ψH = 1,2 … 2,5 (боль­шие значения для резьб меньших диаметров);

ψhкоэффициент рабочей высоты профиля резьбы: для трапе­цеидальной резьбы ψh = 0,5; для упорной ψh = 0,75; для метрической ψh = 0,541.

Допускаемое давление [р]измв резьбе для пар: закаленная сталь-бронза
10 … 15 МПа; незакаленная сталь-бронза 7 … 8 МПа: незака­ленная сталь-чугун 2 … 5 МПа.

Если стержень винта работает на сжатие, то выполняют про­верку винта на прочность и отсутствие продольного изгибапо объединенному условию прочности и устойчивости:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

где d3– внутренний диаметр резьбы винта по впадине, мм; [σ]сж – допускаемое напряжение сжатия, МПа; [σ]сж = σT/ST. Здесь σт – предел текучести материала винта; ST = 2 … 4 – коэффи­циент безопасности.

Коэффициент φ уменьшения допускаемого напряжения для сжатых стерж­ней выбирают в зависимости от гибкости стержня λ:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

где l – длина нагруженного (неопорного) участка винта, мм; за рас­четное принимают крайнее положение гайки, при котором винт подвержен сжатию на максимальной длине. Для винтов, у которых второй опорой служит гайка,
l равно расстоянию между опорой и серединой гайки;

i = (2/d3)√J/π – радиус инерции поперечного сечения винта, мм;

J – осевой момент инерции сечения винта при наружном диаметре d резьбы:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

μ – коэффициент приведения длины, учитывающий способ закрепления концов винта (рис. 8.2): μ = 2 – один конец свободен, другой заделан, (а); μ= 1 – оба конца оперты шарнирно, (б); μ = 0,7 – один конец заделан, другой закреплен шарнирно, (в); μ = 0,5 – оба концазаделаны, (г).

Большим значениям λ соответствуют меньшие значения коэффициента φ.

Устойчивость винта проверяют также по критической частоте вращения nкр , обусловливаемой собственной частотой колебаний винта. Частота вращения п, мин –1 винта находится в допустимы пределах при выполнении условия

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

где Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Здесь χ – коэффициент, зависящий от способа закрепления винта, мм/мин (рис. 8.2); χ= 40×106 – один конец свободен, другой за­делан, (а); χ = 120×106 – оба конца оперты шарнирно, (б); χ = 180×106 один конец заделан, другой закреплен шарнирно, (в); χ = 270×106 оба конца заделаны, (г); КВ– коэффициент запаса по частоте враще­ния, КВ = 0,5 … 0,8.

Устойчивость длинных винтов проверяют по условию Эйлера.

Сильно нагруженные винты проверяют на прочность по экви­валентному напряжению σE:

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

где Faи Т – соответственно продольная сила (Н) и момент (Н-м), скручивающий винт, в проверяемом поперечном сечении; d3внут­ренний диаметр резьбы винта по впадине, мм; [σ]P – допускаемое напряжение, МПа; во избежание местных пластических деформаций принимают: [σ]P = σT/3.

8.3. Передачи винт-гайка качения

Передача винт-гайка качения – винтовая пара с промежуточ­ными телами качения: шариками или роликами. Наиболее широко применяют шариковые винтовые передачи (ШВП).

В шариковых винтовых передачах на винте и в гайке выполне­ны винтовые канавки (резьба) криволинейного профиля, служащие дорожками качения для шариков, размещенных между витками вин­та и гайки.

Достоинствашариковинтовой передачи: малые потери на тре­ние, высокая несущая способность при малых габаритах, возмож­ность реализации равномерного поступательного перемещения с высокой точностью, высокое быстродействие, значительный ресурс. ШВП могут быть легко приспособлены для работы с электрически­ми, гидравлическими и другими приводами.

К недостаткамможно отнести сложность конструкции гайки, необходимость высокой точности изготовления и хорошей защиты передачи от загрязнений.

Применение.Шариковинтовые передачи применяют в испол­нительных механизмах, в следящих системах и в ответственных системах.

9. ФРИКЦИОННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Фрикционные передачи – это механизмы, в которых движение передается за счет сил трения. Схемы простейших фрикционных передач приведены на рис. 9.1. Здесь при вращении ведущего колеса в зоне контакта с ведомым колесом возникают силы трения, которые и определяют вращение ведомого колеса и передачу движения.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

а) б)

Рис. 9.1. Простейшие фрикционные передачи:
а – с цилиндрическими и коническими колесами; б – с коническими колесами

Если одно из тел качения выполнено с переменным радиусом вращения, то передача получается с переменным передаточным отношением (вариатор). Примером такой передачи служит лобовая передача, состоящая из диска и колеса (рис. 9.2). При перемещении колеса 2 вдоль вала меняется радиус качения на диске 1, что определяет и изменение передаточного отношения.

Предельная частота вращения - Конструкторское бюро онлайн

Рис. 9.2. Лобовая фрикционная передача (вариатор)

Date: 2022-08-30; view: 258; Нарушение авторских прав

10 рекомендации по определению допустимой вибрации на балансировочном оборудовании

Если необходимо оценить качество балансировки по вибрации на балансировочном оборудовании, то последнее должно подбираться из условия обеспечения непревышения предельных уровней вибрации машины после установки в нее отбалансированного ротора.

Существует сложная зависимость между вибрацией подшипниковых опор балансировочного оборудования и вибрацией машины. Эту зависимость определяют многими, в том числе вышеуказанными факторами. В большинстве случаев она устанавливается для конкретных типов машин в результате исследования балансировки типовых роторов на одном и том же балансировочном оборудовании. Результаты таких исследований обычно служат основой для определения допустимой вибрации на балансировочном оборудовании.

Однако необходимые данные могут отсутствовать (например, если используют балансировочное оборудование нового типа, или речь идет о роторах совершенно новой конструкции). Эти случаи описаны в настоящем разделе, где представлен способ расчета допустимой вибрации на частоте вращения, исходя из норм вибрации машины на месте установки.

10.1 Общие положения

Численные значения, определяемые в соответствии с настоящим разделом, можно использовать лишь в качестве рекомендуемых, но не норм при приемке изделия. При таком использовании можно ожидать удовлетворительных результатов в процессе эксплуатации, хотя могут возникнуть ситуации, требующие отклонения от этих рекомендаций.

В особых случаях эти рекомендации могут служить основой для более детальных исследований, например, когда требуется более точное определение требуемого качества балансировки.

10.2 Особые случаи

Иногда машины проектируют для специальных целей, что неизбежно сказывается на их виброхарактеристиках, например, авиационные реактивные двигатели и их модификации для промышленных целей. Одним из основных требований к таким двигателям является ограничение максимальной массы, вследствие чего основные элементы и подшипниковые опоры обладают значительно большей податливостью, чем в обычных машинах.

При проектировании подобных машин делают все возможное для уменьшения нежелательных последствий повышенной податливости подшипниковых опор, в частности, проводят множество испытаний в процессе разработки с целью обеспечения приемлемых и безопасных уровней вибрации.

10.3 Факторы, влияющие на вибрацию машин

На вибрацию оказывает влияние множество факторов, в том числе качество монтажа машины, наличие перекоса ротора и т.д.

Указываемые в технических условиях на машину максимальные допустимые уровни вибрации обычно относятся к суммарной (общей) вибрации, имеющей сложный частотный спектр и возникающей в результате действия всех факторов. Изготовитель должен определить допустимый уровень вибрации, вызываемой только дисбалансом ротора, при котором общая вибрация не превосходит установленных пределов.

10.4 Критические точки

Особое внимание следует обращать на уровни вибрации ротора в местах наименьшего зазора, например, лабиринтных уплотнениях в связи с высокой вероятностью повреждений. Следует помнить, что условия эксплуатации могут вызвать изменение собственных мод и, следовательно, уровней вибрации.

10.5 Допустимые уровни вибрации балансировочного оборудования

Допустимую вибрацию на балансировочном оборудовании можно регламентировать в виде:

– вибрации подшипниковых опор, которую определяют по допустимой вибрации подшипниковых опор машины

или

– вибрации ротора, которую определяют по допустимой вибрации ротора машины.

В обоих случаях соответствующую допустимую вибрацию на частоте вращения на балансировочном оборудовании следует определять с использованием коэффициентов преобразования по формуле
ГОСТ ИСО 11342-95 Вибрация. Методы и критерии балансировки гибких роторов(1)
где – допустимая общая вибрация в горизонтальном или вертикальном направлениях, измеряемая на машине в диапазоне рабочих частот вращения в соответствии с техническими условиями на машину или стандартом (например, ГОСТ 25364); – отношение значения допустимой вибрации на частоте вращения к допустимому значению общей вибрации (ГОСТ ИСО 11342-95 Вибрация. Методы и критерии балансировки гибких роторов

Примеры использования коэффициентов преобразования приведены в приложении F.

Следует иметь ввиду, что на критических частотах возможно усиление отдельных мод вибрации. Поэтому целью балансировки является не только ограничение вибрации в диапазоне рабочих скоростей вращения, но и обеспечение безопасного перехода через критические частоты, если они меньше максимальной рабочей.

В условиях, когда необходимо контролировать прогиб ротора при его разгоне в связи с опасностью задеваний о статорные части или возникновения недопустимых напряжений, на критических частотах, меньших эксплуатационной, следует измерять размах виброперемещения в той части ротора, где оно максимально.

7 балансировка роторов классов 3, 4, 5

7.1 Метод балансировки роторов класса 3

7.1.1 Общие положения

Существуют два метода балансировки роторов этого класса: балансировка по модам и метод коэффициентов влияния. В большинстве случаев на практике метод балансировки представляет собой сочетание обоих методов и преобладание того или иного из них определяется конкретными условиями.

7.1.2 Опоры ротора

Динамические характеристики подшипниковых опор балансировочного оборудования следует подбирать, по возможности, таким образом, чтобы воспроизводились условия опирания ротора в машине. Благодаря этому моды вибрации ротора в эксплуатации будут воспроизведены и в балансировочном оборудовании, что исключает необходимость его балансировки на месте.

Если ротор имеет консоль значительной массы или малой жесткости, а в машине консоль опирается на собственную опору, то и при балансировке должна быть предусмотрена дополнительная опора.

7.1.3 Измерительная система

Для измерения вибрации ротора, подшипника или опоры или нагрузки на подшипник устанавливают соответствующие датчики. Система должна измерять амплитуду гармоники сигнала частотой вращения, а также фазу этой гармоники относительно произвольно выбранного фиксированного осевого сечения ротора. В качестве альтернативного варианта могут использоваться измерения косинусной и синусной составляющих гармоники.

Аппаратура, используемая для балансировки на месте установки машины, должна соответствовать следующим требованиям:

– погрешность измерения сдвига фазы виброскорости или виброперемещения на фиксированной частоте вращения не более ±1°;

– погрешность измерения частоты вращения ротора – не более ±11%, для роторов стационарных паротурбинных агрегатов – по ГОСТ 126875*;_______________* Вероятно ошибка оригинала. Следует читать ГОСТ 26875. – Примечание.

– основная приведенная погрешность измерения амплитудных значений составляющих виброперемещения и виброскорости на частоте, равной частоте вращения, – не более ±15%.

Датчики и устройства их крепления не должны иметь резонансов при любой частоте вращения в рабочем диапазоне.

7.1.4 Низкочастотная балансировка

Опыт показывает, что перед высокочастотной балансировкой целесообразно проводить низкочастотную балансировку особенно тех роторов, работа которых может происходить на первой критической частоте вращения. В общем случае низкочастотная балансировка необязательна и можно сразу приступить к высокочастотной балансировке.

7.1.5 Высокочастотная балансировка по модам изгиба ротора

Измерения векторов вибрации (или сил) проводят на частоте вращения. Высокочастотную балансировку выполняют следующим образом.

7.1.5.1 Привести ротор во вращение частотой, безопасной для работы, но близкой к первой критической. Обозначить эту частоту первой балансировочной.

Измерить векторы вибрации или сил в установившемся режиме вращения ротора. Перед обработкой данных следует удостовериться в их повторяемости, для чего может потребоваться несколько пусков ротора.

Примечание – Для роторов некоторых типов, например, роторов турбин, которые претерпевают изменения натягов дисков на частотах вращения, близких к критическим, рекомендуется предварительная балансировка, это позволит разогнать ротор до эксплуатационной частоты вращения или выше, чтобы диски заняли окончательное положение. Только после этого следует проводить окончательную балансировку.

7.1.5.2 Установить на ротор пробные грузы, подобранные таким образом, чтобы вызвать значительные изменения векторов исходной вибрации или сил на частоте первой моды.

Если низкочастотную балансировку роторов не проводили, то нужно установить один пробный груз. Если ротор симметричен, то груз следует устанавливать посередине ротора.

Если низкочастотная балансировка проведена, пробные грузы подобрать так, чтобы не нарушилась уравновешенность на низких частотах вращения.

7.1.5.3 Привести ротор во вращение по 7.1.5.1, измерить векторы вибрации (сил) и убедиться в повторяемости данных измерений.

7.1.5.4 По данным 7.1.5.1 и 7.1.5.3 вычислить динамические коэффициенты влияния на первой балансировочной частоте. После этого следует рассчитать корректирующие массы и их угловое положение. Установить корректирующие массы, сняв пробные грузы.

Порядок определения коэффициентов влияния и расчета на их основе корректирующих грузов приведен в приложении Н.

Способ графического определения корректирующих масс и их углового положения указан в приложении G.

После выполнения этой операции вращение ротора на частотах выше первой критической не должно сопровождаться значительным увеличением вибрации (или силы). Если это не выполняется, следует повторить 7.1.5.1-7.1.5.4 на частоте, возможно более близкой к первой критической частоте вращения.

7.1.5.5 Привести ротор во вращение частотой, безопасной для работы машины, близкой ко второй критической; обозначить ее второй балансировочной частотой. Измерить векторы вибрации (силы) на этой частоте в установившемся режиме вращения.

7.1.5.6 Установить на ротор систему пробных грузов, разместив их вдоль ротора так, чтобы на второй балансировочной частоте вызвать значительные изменения векторов вибрации (силы), но их влияние на уровень вибрации на первой критической частоте было бы незначительным.

7.1.5.7 Привести ротор во вращение со второй балансировочной частотой и измерить векторы вибрации (сил).

7.1.5.8 По данным 7.1.5.5 и 7.1.5.7 вычислить коэффициенты динамического влияния системы пробных грузов на второй балансировочной частоте.

Рассчитать систему корректирующих масс, которые не нарушают уравновешенность на низких частотах вращения, но позволяют исключить влияния дисбаланса на второй балансировочной частоте. Установить на роторе эту систему корректирующих масс.

После выполнения этой операции вращение ротора на частотах вращения не должно сопровождаться значительным увеличением вибрации (силы). Если это не выполняется, следует повторить 7.1.5.5-7.1.5.8 на частоте балансировки, возможно более близкой ко второй критической.

7.1.5.9 Продолжать балансировку по вышеописанной методике на частотах балансировки, близких к другим критическим частотам, вплоть до максимальной эксплуатационной частоты. Каждая новая система пробных грузов должна подбираться таким образом, чтобы оказывать значительное влияние на соответствующей балансировочной частоте, но не нарушать достигнутой уравновешенности на более низких частотах.

Распределение пробных грузов можно установить опытным путем или расчетом. Для каждого случая вычисляют систему корректирующих масс, исходя из соответствующего коэффициента динамического влияния системы пробных грузов. Система корректирующих масс должна оказывать минимальное влияние на частотах, где балансировка уже проведена, но обеспечивать устранение дисбаланса на частоте балансировки.

7.1.5.10 Если, тем не менее, на этой стадии балансировки будет сохраняться значительная вибрация (или большие значения сил) в диапазоне рабочих частот вращения, следует повторить 7.1.5.9 на частоте балансировки, близкой к максимально допустимой. В данном случае балансировка на частотах, близких к критическим частотам, остальных (более высоких) мод для выявления их воздействия на ротор может оказаться невозможной.

Примечания

1 Некоторые типы роторов до окончания балансировки можно безопасно пускать на всех или же только на некоторых критических частотах вращения. В таком случае число требуемых пусков может быть уменьшено.

2 Следует отметить, что вышеописанная методика предполагает наличие линейной связи между векторами дисбаланса и вибрации (силы). В отдельных случаях это условие может не выполняться, например, когда начальный дисбаланс очень велик, а ротор опирается на подшипники скольжения.

3 На практике описанную методику или ее варианты можно усовершенствовать применением компьютерных программ, автоматизированной балансировки.

7.2 Метод балансировки роторов класса 4

Роторы данного класса могут быть отнесены к классам 1, 2 или 3, но имеют один или более гибких элементов или элементов с гибкой связью. Неуравновешенность ротора может изменяться в зависимости от изменения частоты вращения.

Роторы этого класса классифицируются по двум категориям:

– роторы, дисбаланс которых изменяется непрерывно с изменением частоты вращения, например, вентиляторы с резиновыми лопастями;

– роторы, дисбаланс которых изменяется до некоторой частоты вращения, а затем при ее превышении остается постоянным, например, роторы однородных асинхронных электродвигателей с центробежным пусковым выключателем.

Роторы первой категории балансируют на той частоте вращения, для которой нормируют уровень вибрации.

Роторы второй категории балансируют на любой частоте выше той, при которой прекращаются изменения дисбаланса.

Примечание – Влияние гибких элементов можно свести до минимума при проектировании ротора и правильно рассчитав их размещение на роторе, но необходимо иметь ввиду, что для роторов данного класса возможно достижение уравновешенности только на одной частоте или в ограниченном диапазоне частот.

7.3 Методы балансировки роторов класса 5

Для некоторых видов гибких роторов, которые при достижении эксплуатационной частоты вращения проходят одну или несколько критических частот, можно ограничиться балансировкой только на одной частоте, как правило, рабочей. Обычно роторы этого класса удовлетворяют, по крайней мере, одному из следующих требований:

– разгон ротора до максимальной скорости (также и торможение) происходит настолько быстро, что вибрация на критических частотах не успевает превысить допустимый уровень;

– демпфирование системы достаточно для того, чтобы вибрация на критических частотах находилась в допустимых пределах;

– подшипниковые опоры не дают возможности возникнуть нежелательной вибрации;

– допустим высокий уровень вибрации на критических частотах;

– ротор работает на рабочей частоте длительное время, так что условия пуска/останова, неприемлемые при частых пусках, можно считать допустимыми для этого случая.

Если опоры ограничивают вибрацию, особенно важно, чтобы жесткость опор балансировочного станка соответствовала жесткости опор машины. Это обеспечивает воспроизведение на балансировочном станке тех же мод ротора, которые он имеет в машине.

Исходя из предположения, что однотипные роторы имеют схожее распределение дисбалансов, можно выбрать оптимальное положение плоскостей коррекции. При этом может оказаться достаточно иметь две плоскости. Как следствие, уже при балансировке по низшим модам, можно добиться минимального остаточного дисбаланса, что позволит свести до минимума вибрацию на критических частотах

Гибкие материалы:  Гибкий камень своими руками состав связующего вещества - О популярных стройматериалах

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены *