close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

821

код для вставкиСкачать
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ
ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ
ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
«УФИМСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ
ЭКОНОМИКИ И СЕРВИСА»
Кафедра «Основы проектирования техники сервиса»
Методические указания по выполнению
лабораторных работ по дисциплине
«Детали машин и основы конструирования»
Раздел: «ДЕТАЛИ МАШИН»
Часть 2
УФА – 2011
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Составители: Райский В.В., Романченко А.Ф.
УДК 621.8 (076.5)
Д38
Детали машин: Методические указания по выполнению лабораторных
работ по дисциплине «Детали машин и основы конструирования». Раздел:
«Детали машин». Часть 2 / Сост.: В.В. Райский, А.Ф. Романченко. – Уфа:
Уфимская государственная академия эконики и сервиса, 2011. – 41 с.
Приведены сведения по конструкциям некоторых типов передач,
основные виды расчетов, примеры типовых задач, порядок выполнения
лабораторных работ по их исследованию. Предназначено для студентов,
изучающих учебный курс «Детали машин и основы конструирования» по
направлениям подготовки 150400.62 Технологические машины и
оборудование (бакалавры), для всех форм обучения.
Табл.: 12
Илл.: 15
Рецензент: профессор Ураксеев М.А.
© Райский В.В., Романченко А.Ф., 2011
© Уфимская государственная академия
экономики и сервиса, 2011
2
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Содержание
Лабораторная работа № 4. Конструирование, расчет и
исследование ременных передач
4
Лабораторная работа № 5. Изучение конструкции цилиндрического
редуктора и проверка его работоспособности
15
Лабораторная работа № 6. Изучение конструкции червячного
редуктора и проверка его работоспособности
29
3
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Лабораторная работа № 4
Конструирование, расчет и исследование ременных передач
1. Цель работы
Ознакомление студентов с конструкциями приводных ремней, шкивов и
с основными расчетов и конструирования ременных передач.
2. Общие сведения
2.1. Конструкции ремней
По форме поперечного сечения различают ремни плоские, клиновые,
поликлиновые (рисунок 1) и зубчатые (рисунок 2). Клиновые, поликлиновые,
зубчатые и быстроходные плоские ремни изготовляют бесконечными
замкнутыми. Часть плоских ремней выпускают в виде длинных лент, что
обусловлено технологией изготовления и большим разнообразием длин. Для
соединения концов ремней применяют склеивание, сшивку и соединение
металлическими соединителями. Применение таких плоских ремней позволяет
легко реализовать передачи с различными расстояниями между валами.
а
б
в
г
а) – плоскоременная; б) – клиноременная; в) – с круглым ремнем;
г) – поликлиновая
Рис. 1. Конструкции ремней и ременных передач
Как правило, все ремни
имеют
следующие
конструктивные
элементы:
несущие,
связующие
и
защитные слои. В некоторых
типах
ремней отдельные
элементы (связующие или
Рис. 2. Зубчатоременная передача
защитные
слои)
могут
отсутствовать. Несущие слои передают основную часть нагружающего ремень
усилия. Их выполняют из слоев ткани, шнуров, стальных проволочек,
4
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
стальных или стекловолоконных тросов. Ткани и шнуры изготовляют из
хлопчатобумажных нитей или нитей из синтетических материалов ( лавсана,
капрона, вискозы, стекловолокна ).
Связующие слои соединяют между собой несущие слои и обеспечивают
необходимую форму ремня. В качестве материалов связующих слоев
используют вулканизируемую резину или синтетические материалы.
Защитные слои предохраняют несущие и связующие слои от
механического повреждения и от вредного воздействия окружающей среды
(влаги, минеральных масел, щелочей, паров бензина и керосина и т.п.).
Материалы защитных слоев должны обладать повышенной износостойкостью
и обеспечивать повышенное сцепление ремня со шкивом.
2.2. Типы приводных ремней
Основные типы применяемых в машинах и механизмах плоских ремней :
– резинотканевые ремни (ГОСТ 23831–79), состоящие из нескольких
слоев хлопчатобумажной ткани – бельтинга, связанных вулканизированной
резиной;
– синтетические тканые ремни (ОСT 17–969–84), состоящие из
мешковых капроновых тканей, пропитанных раствором полиамида и
покрытых пленкой на основе этого же полиамида с нитрильным каучуком;
– прорезиненные кордшнуровые ремни с лавсановым шнуром,
являющиеся наиболее совершенными из прорезиненных ремней;
– кожаные ремни, обладающие высокой несущей способностью и
долговечностью, допускающие работу со значительными скоростями в
условиях переменных и ударных нагрузок;
– хлопчатобумажные ремни, применяемые в легких быстроходных
передачах со шкивами малых диаметров.
Основные типы клиновых ремней:
– резинотканевые клиновые ремни нормальных сечений (ГОСТ1284.1–
80), состоящие из несущего слоя на основе материалов из химических волокон
(кордшнур или кордная ткань), оберточного (защитного) тканевого слоя и
слоев резины, свулканизированных в одно изделие. Пo размерам поперечных
сечений в порядке их возрастания выпускают клиновые ремни следующих
типов: Z(О), A, В(Б), С(В), D(Г), Е(Д), ЕО(Е). Обозначения в скобках
соответствуют ранее принятым в технической документации;
– узкие клиновые ремни, отличающиеся меньшим отношением
наибольшей ширины (B) к высоте (h), равным 1,2...1,3;
– широкие клиновые ремни для вариаторов, характеризующиеся
отношением В/h равным 3,3...3,4.
Поликлиновые ремни (ТУ 38–10576З–84) имеют продольные клиновые
выступы–ребра на внутренней поверхности, которые входят в кольцевые
клиновые канавки на шкивах. Несущий слой этих ремней выполняют в виде
кордшнура из химических волокон: вискозы, стекловолокна или лавсана.
5
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Зубчатые ремни (ОСТ 38 05114–7б) выпускают бесконечными плоскими
с зубьями на внутренней поверхности.
2.3. Конструкции шкивов
Шкивы ременных передач имеют: обод, непосредственно несущий
ремень; ступицу, сопрягающуюся с валом, и диск или спицы, соединяющие
обод со ступицей. Диаметры шкивов определяют из расчета ременной
передачи и согласовывают по ряду Ra 40 (ГОСТ17383–73).
Ширину шкива для плоскоременной передачи выбирают на 10...15 %
больше ширины ремня. Для предотвращения сползания плоского ремня со
шкива рабочую поверхность одного из них, преимущественно большего,
делают выпуклой (ГОСТ 17383–73).
Ширина шкива для клиноременной передачи зависит от количества
ремней и их ширины. Профили и размеры канавок (ручьев) для клиновых и
поликлиновых ремней регламентированы стандартом. Для обеспечения
правильного контакта ремня со шкивом углы профиля канавок назначают в
зависимости от диаметра.
Шкивы ременных передач изготовляют чугунными литыми, стальными
цельными или сварными, из легких сплавов, неметаллическими.
3. Основы расчетов ременных передач
Основными критериями работоспособности и расчета указанных
ременных передач являются тяговая способность и долговечность.
По критерию – тяговая способность, должно выполняться условие:
φ≤φ0,
(1)
где φ – коэффициент тяги, φ0 – критический коэффициент тяги.
Коэффициент тяги
F

 t  t ,
2 F0 2 0
где Ft – передаваемая полезная нагрузка или окружная сила передачи; F0 –
усилие начального (предварительного) натяжения ремня; σt – напряжение в
ремне от окружной силы; σ0 – напряжение в ремне от начального натяжения.
Для
оценки
критического
коэффициента тяги используют
экспериментально полученные данные при исследовании работоспособности
ременных передач. Работоспособность ременных передач принято
характеризовать кривыми скольжения и КПД (рисунок 3). На этом рисунке по
оси ординат отсчитывают относительное скольжение ε и КПД, а по оси
ординат – коэффициент тяги φ.
Относительное скольжение

V1  V 2
,
V1
6
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где V1 и V2 – окружные скорости, соответственно на ведущем и ведомом
шкивах.
Кривые скольжения получают при постоянном начальном натяжении F0,
постоянно повышая полезную нагрузку Ft и замеряя относительное
скольжение и КПД.
Критический коэффициент тяги принимают по значению коэффициента
тяги, до которого сохраняется пропорциональность между φ и ε. Зону работы
передачи при 0 < φ ≤ φ0 называют зоной упругого скольжения. Отметим, что
при φ = φ0 КПД передачи оказывается наибольшим.
По кривым скольжения
и
h
,% устанавливают
e
,%
h
максимальный коэффициент
тяги φmax, характеризующий
предельные
возможности
ременной
передачи
по
передаваемой
нагрузке.
Режим работы при φ = φmax
e
называют
режимом
буксирования (в этом случае
e
0
имеет место полное проf
скальзывание
ремня
0
f0
fmax
относительно шкива, силы
сцепления
достигают
предельных значений, равных
Рис. 3. Кривые скольжения и КПД
силам трения, по всей дуге обхвата).
Кривые скольжения и КПД показывают, что с увеличением φ при φ > φ0
наблюдается резкое увеличение относительного скольжения и уменьшение
КПД передачи. Работу ременной передачи при φ0 < φ < φmax разрешают только
при кратковременных перегрузках, например при пуске, поскольку имеет
место повышенный износ и нагрев ремня, из-за повышенного скольжения.
Зона работы ременной передачи при φ0 < φ < φmax называют зоной частичного
буксирования (силы сцепления достигают предельных значений только на
части дуги обхвата).
В ряде, расчетов условие (1) не используют в явном виде, но
обеспечивают его заданием соответствующих значений параметров по
передаваемой нагрузке и начальному натяжению.
Условие (1) помимо, запаса по буксованию и частичному буксованию,
обеспечивает долговечность ремня по износу и частично – по термостойкости.
При соблюдении режима нагружения по условию (1) долговечность
передачи определяется, усталостной долговечностью ремня с учетом его
термостойкости. В общепринятых методах расчетов нормативную
долговечность ремня обеспечивают путем ограничения напряжений в ремне и
частоты пробегов ремня  :
7
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
V
,
L
где V – скорость ремня, м/с; L – длина ремня, м.
Для выбора допустимых напряжений и частоты пробегов имеются
экспериментальные данные при типовых условиях работы и данные для
определения корректирующих коэффициентов в случае отличия
действительных условий от типовых.
Помимо
общепринятых
методов
обеспечения
нормативной
долговечности ременных передач, разрабатываются расчеты по оценке
действительной долговечности ремней и оценке допустимых параметров по
заданной долговечности. В основе этих расчетов используется уравнение
кривой усталости Велера:
m
 max
 N  Cy ,
где σmax – максимальное напряжение в работающем ремне;
N – число циклов изменения напряжений до разрушения;
m – показатель степени, для различных типов ремней принимают от 5 до 11;
Cy – постоянная.
Долговечность ремня в часах определяют через число циклов до
разрушения, частоту пробегов ремня и максимальное напряжение:
Cy
N
Lh 
 m
,
2  3600  V  max  2  3600  V
где произведение (2· 3600·V) означает число циклов изменения напряжений за
один час (из расчета по 2 цикла за один пробег ремня для передач с двумя
шкивами).
Если выразить напряжение σmax через его составляющие, то
долговечность передачи можно определить по формуле

Lh 
Cy
2  3600  V (  0  0 ,5 t  K И   И 1   V
,
где  И 1  напряжение изгиба в ремне на малом шкиве;
KИ – коэффициент, учитывающий разные напряжения изгиба на шкивах
передачи;  V  напряжение от центробежных сил.
Напряжение изгиба определяют по формуле
y
 И1  Е  P ,
d1
где Е – модуль упругости материала ремня;
yP – расстояние от нейтральной оси поперечного сечения до наиболее
удаленной точки сечения в зоне растяжения (для плоских ремней yP = 0,5δ, где
δ – толщина ремня);
d1 – диаметр малого шкива.
Напряжения изгиба существенно зависят от отношения d1 /yP , поэтому
для обеспечения нормативной долговечности обычно ограничивают это
8
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
отношение по минимуму или ограничивают по минимуму диаметр малого
шкива.
Ниже будут рассмотрены общепринятые методы расчета ременных
передач, которые отличаются по форме, но имеют общую, изложенную выше
основу.
4. Расчет плоскоременных передач
Расчет плоскоременной передачи в общем случае сводится к
обеспечению следующих условий:
 t   t ; 0   0 ;V  V0 ;
d 
  1 .
  
d1
Допускаемое полезное напряжение для рассчитываемой передачи
 t    t 0  C ,
где  t 0 – допускаемое полезное напряжение для типовых условий испытаний;
С  С  СV  C P  C0 ; – коэффициент отличия реальных условий работы передачи
от типовых, C – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на
тяговую способность, передачи; CV – скоростной коэффициент; C P –
коэффициент режима нагрузки; С0 – коэффициент, учитывающий способ
натяжения ремня и наклон линии центров передачи к горизонту.
Напряжение от передаваемой окружной силы
t 
2000  T1  K F
,
d1  A
где Т1 – крутящий момент на малом шкиве, Нм; d1 – диаметр малого шкива,
мм; KF – коэффициент динамичности нагрузки и режима работы; A – площадь
поперечного сечения ремня, мм; A  B   , где В – ширина ремня; δ – толщина
ремня.
При выполнении проектных расчетов определяется требуемая площадь
поперечного сечения ремня:
A
2000  T1  K F
,
d 1   t 
а по ней при выбранных по рекомендациям d1 и δ определяется ширина ремня
B  A/  .
5. Расчет клиноременных передач
Расчет клиноременных передач выполняется при использовании
следующих условий:
P1  P1   z  C Z ; F0  F0 ; d 1  d 1 min ,
где Р1 – передаваемая ременной передачей мощность; [Р1] – допустимая
мощность для одного ремня при реальных условиях работы; z – число ремней;
9
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
CZ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
передаваемой нагрузки между ремнями; F0 и [F0] – действительное и
допустимое усилия началь–ного натяжения одного ремня; d1 и d1min –
действительный и минимально допустимый диаметры малого шкива.
[P1] = P0 ·C,
где P0 – допустимая мощность для одного ремня при типовых условиях
испытаний; С – коэффициент, учитывающий отличие реальных условий
работы от типовых.
Коэффициент С определяется через составляющие коэффициенты Сα,
С' Р, СL, Ci , где Сα – коэффициент угла обхвата; Cp – коэффициент режима
работы; СL – коэффициент длины ремня; Ci – коэффициент передаточного
числа, учитывающий уменьшенные напряжения изгиба на большом шкиве.
По /1/ допустимое значение усилия предварительного натяжения одного
ремня определяется по формуле
0 ,85  P  C p  C L
F0  
 FV ,
z  V  C  Ci
где, помимо указанных выше величин и коэффициентов, FV – центробежная
сила, Н.
Центробежная сила FV учитывается только при периодическом
подтягивании ремня.
Значения d1min принимаются по рекомендациям в зависимости от типа
сечения ремня. При выборе диаметра d1 из числа стандартных следует
учитывать, что при малых диаметрах уменьшаются габариты, но
увеличивается число ремней. Обычно принимают число ремней z < 6.
При соблюдении указанных выше условий нормативная долговечность
ремней определяется по формуле
Lh  2000  K 1  K 2 ,
где K1 – коэффициент режима нагрузки; K1 = 2,5 при легком режиме; K1 = 1 при
среднем режиме и K1 = 0,5 при тяжелом режиме; K2 – коэффициент,
учитывающий влияние климатических условий.
При выполнении проектных расчетов необходимое число ремней после
определения [Р1] рассчитывают по формуле
P  KF
z
.
P1   C Z
6. Расчет поликлиноременных передач
Расчет выполняется при соблюдении следующих условий:
Ft  Ft ; F0  F0 ; d 1  d 1 min ,
где Ft – окружная сила передачи; F0 – усилие начального натяжения ремня; d1
–расчетный диаметр малого шкива; d1min – минимально допустимое значение
диаметра малого шкива.
10
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Допустимая окружная сила
Ft   Ft 1   z ,
где [Ft1] – допустимая окружная сила для одного ребра (клина) при
действительных условиях работы; z – число ребер.
Допустимая окружная сила для одного ребра
Ft 1   Ft 0   C ,
где [Ft0] – допустимая окружная сила для одного ребра при типовых условиях
работы; С – коэффициент, учитывающий отличие действительных условий
работы от типовых.
При проектных расчетах назначается сечение ремня, определяются
число ребер z и усилие начального натяжения F0 .
7. Расчет зубчатоременных передач
В этой передаче, в отличие от ранее рассмотренных ременных передач,
нагрузка со шкива на ремень (или наоборот) передается зацеплением выступов
(зубьев) на ремне с зубьями на шкиве. За счет такого характера передачи
нагрузки устраняется скольжение в ременной передаче и необходимость в
большом предварительном натяжении.
Расчет передачи выполняется при соблюдении условия Ft  Ft  и при
z0<6 условия р   р Z , где Ft – передаваемая ремнем полезная нагрузка; z0 –
число зубьев, находящихся в зацеплении на малом шкиве; p и [p]Z расчетное и
допустимое давления на зубьях ремня.
2000  T1  K F 10 3  K F  P
Ft 

,
d1
V
где d1 – расчетный диаметр малого шкива, мм; T1 – крутящий момент на малом
шкиве, Н·м; P – передаваемая мощность, кВт; KF
– коэффициент
динамичности и режима нагрузки; V – скорость ремня, м/с.
  d 1  n1
,
d 1  m  z1 ; V 
60  1000
где m – модуль, мм; z1 – число зубьев на малом шкиве; n1 – частота вращения
малого шкива, об/мин.
Ft   ( Fy  q  V 2 )  CШ  В,
где Fy – допустимая передаваемая нагрузка на 1 мм ширины ремня; q –
погонная масса 1 м ремня шириной I мм, кг/(м·мм); CШ – коэффициент,
учитывающий неполные витки каната у боковых поверхностей ремня.
F y  F 0  C ,
где [F]0 – допустимая удельная нагрузка при типовых условиях испытаний; C –
коэффициент, учитывающий отличие реальных условий работы от типовых,
С  СИ  СZ  CP ,
где СИ – коэффициент, вводимый для ускорительных передач; СZ –
11
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
коэффициент, вводимый при числе зубьев в зацеплении на малом шкиве z0<6;
CР – коэффициент, вводимый при наличии роликов.
Расчетное давление
Ft  
р
z0  в  h
,
где φ – коэффициент концентрации нагрузки между зубьями, по высоте h и
длине в зубьев.
Число зубьев в зацеплении ремня о малым шкивом
z1   1
z0 
360
,
где α1 – угол обхвата на малом шкиве, град.
При проектировании передачи определяют модуль
m  3,5  3
10 3  P1
,
n1
где Р1 – мощность, кВт.
Далее по рекомендациям /2/ выбирают число зубьев малого шкива z1 в
зависимости от частоты вращения и затем определяют требуемую ширину
ремня
В
Ft
.
( Fy  q  V 2 )  C Ш
8. Последовательность выполнения работы
8.1. Ознакомиться с конструкциями предложенных образцов, приводных
ремней и шкивов ременных передач.
8.2. Выполнить эскизы поперечных сечений рассмотренных образцов
ремней, указав основные элементы и проставив основные размеры.
8.3. Выполнить эскизы осевых сечений шкивов, указав их основные
размеры.
8.4. Решить предложенные задачи, сопроводив ответы необходимыми
рисунками, схемами и пояснениями.
8.5. Ответить на предложенные вопросы для самоподготовки.
9. Типовые задачи по расчету ременных передач
Задача 1. Определить частоту вращения ведомого шкива ременной
передачи, если n = 950 об/мин, d1 = 150 мм, d2 = 400 мм, ε = 0,02.
Задача 2. Определить требуемую площадь поперечного сечения
плоского ремня открытой передачи при следующих данных: передаваемая
мощность Р = 8 кВт; окружная. скорость на ведущем шкиве V =10 м/с;
допускаемое полезное напряжение для типовой передачи [σt]0 = 2,3 МПа;
коэффициент отличия условий работы передачи от типовых С = 0,7;
12
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
коэффициент динамичности нагрузки KF = 1,2.
Задача 3. Определить необходимое число ремней типа В(Б) в
клиноременной передаче, передающей мощность Р = 5 кВт при окружной
скорости на ведущем шкиве V = 10 м/с, если расчетный диаметр малого шкива
равен 160 мм, коэффициент отличия реальных условий работы передачи от
типовых C = 0,8 и коэффициент динамичности нагрузки КF = 1,1.
Задача 4. Проверить работоспособность поликлинового ремня передачи
при следующих исходных данных: ремень сечения типа К; число ребер z = 15;
диаметр малого шкива d1 = 200 мм; передаваемый крутящий момент T1 = 30
Н·м; коэффициент отличия реальных условий работы передачи от типовых C
= 1,24; коэффициент динамичности нагрузки KF = 1,3.
3адача 5. Определить ширину зубчатого ремня, если модуль m = 5 мм,
число зубьев малого шкива z1 = 18, передаваемый крутящий момент Т1 = 90
Н·м, частота вращения малого шкива n1 = 1420 об/мин, коэффициент отличия
реальных условий работы от типовых С = 0,9, коэффициент динамичности
нагрузки KF = 1,3.
10. Вопросы для самоподготовки
1. Назовите основные элементы ременной передачи.
2. Из каких основных элементов состоит приводной ремень?
3. Какие материалы используются для несущих слоев ремней?
4. Какие материалы используются для связующих слоев ремней?
5. Как определяют размеры расчетных диаметров шкивов в разных видах
ременных передач?
6. Какие факторы вызывают износ приводного ремня?
7. Назовите причины нагрева ремня при работе.
8. Какие факторы влияют на усталостную долговечность приводного
ремня?
9. В связи с чем ограничивается величина полезной нагрузки в ременной
передаче?
10. Как получают кривые скольжения и КПД ременных передач?
11. Перечислите основные факторы, влияющие на тяговую способность
ременной передачи.
12. Назовите основные критерии работоспособности и расчета ременных
передач.
13
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Список литературы
383 с.
1. Иванов М.Н. Детали машин / М.Н. Иванов. – М.: Высш. школа, 1976. –
2. Решетов Д.Н. Детали машин / Д.Н. Решетов. – М.: Машиностроение,
1989. – 496 с.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т.
Т. 3 / В.И. Анурьев. – М.: Машиностроение, 2001. – 557 с.
4. Орлов П.И. Основы конструирования: Справочно-методическое
пособие. В 2-х кн. Кн. 2 / П.И. Орлов. – М.: Машиностроение, 1988. – 544 с.
5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т.
Т. 1 / В.И. Анурьев. – М.: Машиностроение, 2001. – 728 с.
6. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т.
Т. 2 / В.И. Анурьев. – М.: Машиностроение, 2001. – 559 с.
14
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Лабораторная работа № 5
Изучение конструкции цилиндрического редуктора
и проверка его работоспособности
1. Цель работы
Ознакомление с конструкцией зубчатого цилиндрического редуктора и
проверка работоспособности зубчатых передач при заданном режиме работы.
2. Краткое описание редуктора
Зубчатый редуктор – это механизм, состоящий из одной или нескольких
зубчатых передач, смонтированных в едином закрытом корпусе, и
предназначенный для понижения угловых скоростей и увеличения крутящих
моментов.
На рисунке 1 в качестве примера приведена конструкция редуктора РМ–
250. Внутри корпуса 1 и крышки редуктора 2, имеющих горизонтальную
плоскость разъема, размещены две цилиндрические косозубые зубчатые
передачи. Корпус и крышка редуктора воспринимают усилия, возникающие
при работе зубчатых передач, поэтому их конструкция долина быть
достаточно прочная и жесткая. Взаимное положение корпуса и крышки
фиксируется штифтами 3. Для восприятия нагрузок, передаваемых на крышку
наружными кольцами подшипников, и предотвращения раскрытия стыка
фланца, крышка и корпус редуктора соединяются болтами 4. Наиболее
ответственными являются болты, расположенные около расточек под
подшипники. Для повышения жесткости корпус редуктора выполняют с
ребрами, расположение которых согласовывается с направлением усилий,
деформирующих корпус. Ребра увеличивают также поверхность охлаждения
редуктора. Конфигурация корпуса редуктора должна удовлетворять
требованиям простоты геометрических форм и технологичности [1-2].
В верхней части крышки редуктора выполняется лючок, через который
заливается масло и производится визуальный осмотр передач.
Во время работы редуктора масло внутри корпуса нагревается, что
может привести к повышению давления и утечке его через разъем редуктора и
уплотнения валов 10 и 11. Для предотвращения этого применяют пробкуотдушину 5, устанавливаемую на крышке смотрового лючка.
Слив масла из корпуса редуктора производится через славное отверстие,
закрытое пробкой 6. Под пробку с цилиндрической резьбой устанавливается
уплотняющая алюминиевая или медная прокладка 7.
В корпусе редуктора установлен жезловой маслоуказатель 8,
позволяющий контролировать уровень масла.
Назначение смазки редуктора состоит в снижении потерь на трение,
уменьшении износа контактирующих поверхностей, удалении продуктов
15
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
износа из зоны контакта, охлаждении деталей и предохранении их от
коррозии. Кроме того, слой смазки между поверхностями контакта уменьшает
динамические нагрузки, что способствует снижению уровня шума и вибраций.
Система смазки зубчатых передач и подшипников в редукторах общего
назначения может быть общей или раздельной.
Раздельная смазка подшипников и зубчатых передач применяется при
окружных скоростях зубчатых колес меньше 4 м/с. В этом случае
подшипниковые узлы смазываются консистентной смазкой, а зубчатые колеса
– окунанием. Полость подшипников должна быть отделена от внутренней
части редуктора защитной мазеудерживающей шайбой. Выступающий за
пределы корпуса участок шайбы отбрасывает жидкое масло, остальная
поверхность с проточками удерживает консистентную смазку от вытекания.
Смазка закладывается в подшипниковый узел при сборке так, чтобы она
заполнила не более 2/3 его свободного объема.
Общая система смазки применяется при окружных скоростях зубчатых
колес от 4 до 12,5 м/с. В этом случае зубчатые колеса смазываются также
окунанием (картерная смазка). Для этого в корпус редуктора заливают масло,
образующее масляную ванну. Объем масляной ванны выбирают из расчета
0,35…0,7 литра на 1 кВт передаваемой мощности. Емкость масляной ванны
должна быть достаточной для обеспечения охлаждения. Минимальная
толщина слоя масла под колесом тихоходной ступени выдерживается не менее
25…30 мм, при этом продукты износа не вовлекаются в повторное обращение,
а осаждаются на дне картера.
Смазка подшипников качения осуществляется разбрызгиванием масла
зубчатыми колесами. В некоторых редукторах подшипники качения
приходится защищать от избытка масла и продуктов износа, вытесняемых из
зоны зацепления передачи. Для этого на валу перед подшипником
устанавливают стальное или пластмассовое маслоотражательное кольцо 9.
Зазор между кольцом и расточкой корпуса должен быть достаточен для
доступа брызг и масляного тумана к подшипнику.
Уплотнения 10 и 11 входного и выходного валов редуктора
предназначены для предотвращения вытекания масла из корпуса, а также для
защиты от попадания грязи внутрь корпуса. Выбор типа уплотнения
определяется в основном видом смазки и окружной скоростью вала.
16
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
5
2
4
26
8
1
6
7
22
15
16
23
10
9
12
13
25
3
11
14
19
24
18
21
20
17
Рис. 1. Конструктивная схема редуктора РМ–250
Входной вал редуктора 12 и промежуточный 13 по конструктивным
соображениям выполнены как одно целое с шестерней. Зубчатые колеса на
тихоходном 14 и промежуточном валах устанавливают с призматическими
шпонками 15 и 16. Опорами валов служат радиальные шарикоподшипники
17,18 и 19. Так как расстояние между опорам невелико, в редукторе применена
17
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
установка подшипников «враспор». Снаружи подшипники закрыты
закладными крышками 20, 21, 22, 23 и 24.
Для облегчения съема крышки 2 используют отжимной винт,
завинчиваемый в отверстие 25. Подъем и транспортировка редуктора, а также
крышки 2 и корпуса 1 осуществляется с помощью проушин 26.
3. Краткие сведения из теории прочностных расчетов цилиндрических
зубчатых передач и расчетные зависимости
Работоспособность зубчатых передач определяется прочностью
активных поверхностей зубьев и прочностью зубьев при изгибе.
При проверочных расчетах передач на контактную выносливость
проверяется условие предотвращения усталостного выкрашивания активных
поверхностей зубьев, а при расчетах на контактную прочность – условие
предотвращения остаточной деформации или хрупкого разрушения
поверхностного слоя зубьев.
Основном целью проверочных расчетов на прочность зубьев при изгибе
является проверка условий предотвращения усталостного излома зубьев
(расчет на выносливость при изгибе), излома зубьев от малоцикловой
усталости при плавном и ударном нагружении (расчет на малоцикловую
выносливость при изгибе), остаточной деформации или хрупкого излома
зубьев (расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой).
В данной лабораторной работе выполняется не только проверочный
расчет передачи на контактную выносливость и на выносливость при изгибе.
В рассчитываемой передаче усталостного выкрашивания активных
поверхностей зубьев и усталостного излома зубьев не произойдет, если будут
выполняться условия
 Н   Н  и  F   F  ,
где σН и σF – соответственно, расчетные значения контактного напряжения и
напряжения изгиба зубьев; [σН] и [σF] – соответственно, допускаемые
контактное напряжение и напряжение изгиба зубьев.
Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления определяется по
формуле Герца, которая в технических расчетах может быть представлена в
различных видоизменениях:
w u 1
 H  Z H  Z M  Z  Ht 
;
(1)
d w1 u
 H  22,4  Z H  Z M  Z 
1
T  ( u  1 )3
 1
 K H  K H  K HV ;
aW
вW  u
1
T2  ( u  1 )3
 H  22,4  Z H  Z M  Z 

 K H  K H  K HV ,
aW  u
вW
где wHt 
FHt  K H  K H  K HV
вW
(2)
(3)
; – удельная расчетная окружная сила при расчете
18
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
на контактную выносливость поверхностей зубьев, Н/мм; ZH – коэффициент,
учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; ZM – коэффициент,
учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых
колес, Н0,5/мм; Zε
– коэффициент, учитывающий суммарную длину
контактных линий;
FHt 
2000  T1 2000  T2

; – исходная расчетная окружная сила, Н; аW –
dW 1
dW 2
межосевое расстояние, мм; dW – начальный диаметр, мм; T1 и T2 –
соответственно, момент на шестерне и на колесе, Н·м; КНα – коэффициент,
учитывающий распределение нагрузки между зубьями; КНβ – коэффициент,
учитывающий распределение нагрузки по ширине венца; KHV – коэффициент,
учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении; u –
передаточное число; вW – рабочая ширина венца, мм.
Расчетное напряжение изгиба зубьев определяется по формуле
w Y Y Y
 F  Ft F   ,
(4)
m
где YF – коэффициент, учитывающий форму зуба ; Yε – коэффициент,
учитывающий перекрытие зубьев ; Yβ – коэффициент, учитывающий наклон
зуба ; m – модуль, мм;
wFt 
FFt  K F  K F  K FV
вW
; – удельная расчетная окружная сила, Н/мм.
Допускаемое контактное напряжение определяют раздельно для
шестерни и колеса по формуле
 H    H lim в  Z R  K xH  K HL ,
(5)
SH
где σHlimв –
предел контактной выносливости поверхности зубьев,
соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа; ZR –
коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей
зубьев; KxH – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса; KHL –
коэффициент долговечности; SH – коэффициент безопасности.
Для косозубой и шевронной передачи в качестве допускаемого
контактного напряжения принимается условное допускаемое контактное
напряжение, определяемое по формуле:
 H   0 ,45 H 1   H 2 ,
(6)
где  H 1 , H 2 – соответственно, допускаемое контактное напряжение
шестерни и колеса. При этом должно выполняться условие [σH ] < 1,23·[σH ]min,
где [σH ]min – меньшее из значений [σH ]1 и [σH ]2. В противном случае
принимают [σH ] = 1,23·[σH ]min.
Допускаемое напряжение изгиба зубьев определяется по формуле
 F  
 F0 lim в
SF
 YR  YS  K Fx  K FL  K Fd  K Ft ,
19
(7)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где  F lim в – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий
базовому числу циклов перемены напряжений, МПа; YR – коэффициент,
учитывающий шероховатость переходной поверхности; YS – коэффициент,
учитывающий концентрацию напряжений у основания зуба; KFx –
коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса; SF – коэффициент
безопасности; KFL – коэффициент долговечности; KFd – коэффициент,
учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической
обработки переходной поверхности; KFt – коэффициент, учитывающий
влияние двухстороннего приложения нагрузки.
0
4. Ознакомление с конструкцией редуктора
и определение основных геометрических параметров передач
4.1. Разборка редуктора
Разборку редуктора производят в следующем порядке:
1. Отвертывают гайки болтов 4, вынимают болты и снимают крышку 2
редуктора. Если крышка редуктора снимается плохо, нужно использовать
отжимной винт 25.
2. Вынимают закладные крышки 20, 21, 22, 23, 24 и валы 12,13,14.
Подшипники качения и зубчатые колеса с валов не снимают.
3. Отвертывают пробку 6, вынимают маслоуказатель 8.
После разборки редуктора знакомятся с его конструкцией и назначением
деталей.
4.2. Определение основных геометрических параметров передач
Основные параметры зубчатых передач, необходимые для проверочного
расчета, замеряют или рассчитывают по формулам согласно таблице 1.
Таблица 1
Основные параметры зубчатых колес редуктора
№
п/п
1
2
3
4
5
Наименование параметров и
размерность
Число зубьев
шестерни
Число зубьев колеса
Передаточное число
ступени
Межосевое
расстояние,
мм
Высота зуба, мм
Быстроходная
ступень
Обознач. Рез-тат
Способ
определения
Тихоходная
ступень
Обознач. Рез-тат
Сосчитать
z1
z3
Сосчитать
z2
z4
u  zК zШ
uБ
uТ
Измерить и
округлить
aWБ
aWТ
Измерить
hБ
hТ
20
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
6
Нормальный модуль,
мм
7
Угол наклона линии
зуба по
делительному
диаметру, град
8
9
10
11
12
Модуль торцвый,мм
Начальный диаметр
шестерни, мм
Начальный диаметр
колеса, мм
Диам.окр. вершин
шестерни, мм
Диам.окр. вершин
колеса, мм
Диам.окр. впадин
шестерни, мм
Диам.окр. впадин
колеса, мм
Ширина венца
колеса,
мм
mn  h 2 ,25 ,
mnБ
m nТ
βБ
βТ
mtБ
mtТ
dW1
dW3
dW2
dW4
d a  dW 
da1
da3
 2( ha  x )  m
da2
da4
d f  dW 
df1
df3
 2( ha  C   x )  m
df2
df4
Измерить
в W2
в W4
округлить
mn

2 aW
 z К )]
  arccos[
( zШ
mt  mn cos 
2 aW
u 1
2a  u
 W
u 1
dW 1 
dW 2
4.3. Сборка редуктора
Сборка редуктора производится в обратном порядке. Собранный
редуктор должен быть представлен преподавателю для проверки качества
сборки.
5. Проверка работоспособности зубчатых передач
при заданном режиме работы
5.1. Назначение режима работы передачи
Данные по режиму работы и нагрузке, передаваемой рассчитываемой
зубчатой передачей, принять по указанию преподавателя согласно таблице 2.
5.3. Назначение степени точности и видов сопряжения передач
В расчетах принять, что передачи выполнены по седьмой степени
точности, с видом сопряжения В, видом допуска бокового зазора в :
7–В ГОСТ I643–72. Это значит, что колеса имеют 7-ю степень по нормам
кинематической точности, плавности работы и контакту зубьев в передаче.
21
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 2
Режимы нагружения передач редуктора
№
n,
Р,
h, Режим
График нагрузки
КС КГ ПВ%
п/п об/мин кВт год работы
Т =Т
1
1440 1,7 13,5
Л
0,33 0,25 15
1
2
960 1,1
15,0
Л
3
1440 0,9
15,0
С
4
1440 1,3
10,0
С
5
960 0,9
12,0
С
6
960 1,0
6,0
С
Т2 =0,5Т
Т3 =0,1Т
0,1t
0,5t
0,4t
t
0,33 0,25
15
0,67 0,50
25
0,67 0,50
25
0,67 0,50
25
0,67 0,50
25
5.2. Определение исходных данных
по материалам зубчатых колес
Исходные параметры по материалам принимают по таблице 3.
Таблица 3
Параметры материалов зубчатых колес
Шестерни Сталь 40Х ГОСТ4543–71
Марка стали
Колеса
Сталь 45 ГОСТ 1050–88
Термообработка и
Улучшение
Шестерни
твердость
НВ 248…275
поверхности
Улучшение
Колеса
зубьев
НВ 218…237
700
Предел текучести Шестерни
материала, МПа
Колеса
550
900
Предел прочности Шестерни
материала, МПа
Колеса
800
5.4. Определение крутящих моментов
и частот вращения зубчатых колес
Крутящие моменты и частоты вращения зубчатых колес определяются в
последовательности согласно таблице 4.
22
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 4
Параметры передач редуктора
№
Определяемый параметр
Формула и результаты расчета
п/п
и размерность
Крутящий момент на конце
P
T  9550   ...
1 быстроходного вала редуктора,
n
P и n принять по таблице 2
Н·м
Крутящий момент на шестерне
T1  T  П  ...
2 быстроходного вала редуктора,
Н·м
Крутящий момент на колесе
T2  T1  З  u Б  ...
3 промежуточного вала редуктора,
Н·м
Крутящий момент на шестерне
T3  T2  П  ...
4 промежуточного вала редуктора,
Н·м
Крутящий момент на колесе
T4  T3  З  uT  ...
5 тихоходного вала редуктора,
Н·м
Крутящий момент на конце
T5  T4  П  ...
6 тихоходного вала редуктора,
Н·м
быстроходного
n1 = n = ...
Частота
n2  n1 u Б  ...
промежуточного
7 вращения
вала, об/мин тихоходного
n3  n2 uT  ...
В расчетах принять КПД подшипников качения ηП = 0,99, а КПД
зубчатого зацепления ηЗ = 0,97.
5.5. Определение суммарного времени работы передачи
Суммарное время работы зубчатой передачи t, час, под нагрузкой определяют по формуле
t  365  24  K C  K Г 
ПВ%
h .
100
Значения параметров, входящих в данную формулу, принимаются по
таблице 2 для соответствующего варианта.
5.6 Определение расчетного контактного напряжения
Расчетное контактное напряжение σН , МПа определяется по одной из
формул (1, 2, 3). Для расчета могут быть использованы и другие
23
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
видоизменения этих формул, приводимые в учебной литературе.
Значения параметров, входящих в расчетную формулу, определяют
согласно таблице 5.
Таблица 5
Определение расчетных контактных напряжений
Определяемый
№
Расчетные формулы, указания по определению и
параметр и
п/п
числовые значения
размерность
1
ZM , Н0,5/мм
Принять ZM = 275
Z H  2  cos  sin 2 tw .
Значение ZH можно определить по графикам на
2
ZH
черт.2 [5] или на рис.11.1 [6]. Можно принять
ZH = 1,76
Для косозубых передач при εβ ≥ 0,9
3
4
Zε
KHβ
Z 
1


1

1
1
1,88  3,2 
 z1 z 2


  cos 

.
Определяют по графикам на рис.10.21 [4],
рис.11.4 [6] при вd  вW d 1 или по формуле
0
K H  0,5  ( K H0   1 ) , где K H находят по табл.38 [3]
5
KHα
6
KHV
7
σH , МПа
Определяют по графикам на рис.11.3 [6] или
черт.4 [5]
  g  V  aW u  вW  dW 1
K HV  1  H 0
,
2000  T1  K H  K H
где g0 и δН определяют по табл.10.4 и 10.5 [4],
табл.5 и 6 [5] или по табл.11.1 и 11.2 [6]
 H  22,4  Z H  Z M  Z  
T  ( u  1 )3
1
 2
 K H  K H  K HV
aW  u
вW
5.7. Определение расчетного напряжения изгиба зубьев
Расчетное напряжение изгиба зубьев σF, МПа определяют по формуле
(4). Значения параметров, входящих в расчетную формулу, определяют
согласно таблице 6.
24
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 6
Определение расчетных изгибных напряжений
Определяемый
№
Расчетные формулы, указания по определению и
параметр и
п/п
числовые значения
размерность
1
FFt , H
FFt  2000 
T1
T
 2000  2
d1
d2
Для косозубых передач при εβ >1
2
3
KFα
KFβ
K F 
где n – степень точности по нормам контакта по
ГОСТ1463–81
Определяют по графикам на рис.10.21 [4],
рис.11.22 [6] или черт.24 [5] при вd  вW d 1
K HV  1 
4
KFV
5
YF1 и YF2
6
Yε
7
Yβ
8
σF1 и σF2 , МПа
4  (   1)( n  5 )
,
4 
 F  g 0  V  aW u  вW  dW 1
2000  T1  K F  K F
,
где g0 и δF определяют по табл.10.4 и 10.6 [4]
или по табл.5 и 6 [5]
Определяют по графику на рис.10.25 [4],
черт.27 [5] или рис.11.23 [6] в зависимости от
эквивалентного числа зубьев zV  z cos 3  . Для
z1 = 11 и z3 = 14, соответственно, принимают
YF = 5,22 и YF = 4,65
Для косозубых и шевронных передач принимают
Yε = 1

Y  1 
, где β – в градусах
140
F K K K
 F  t F F FV  YF  Y  Y
вW  m
5.8. Определение допускаемого контактного напряжения
Допускаемое контактное напряжение [σH ], МПа, определяют по формуле
(5). Значения параметров, входящих в расчетную формулу, определяют
согласно таблице 7.
25
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 7
Определение допускаемого контактного напряжения
Определяемый
№
Расчетные формулы, указания по определению и
параметр и
п/п
числовые значения
размерность
Определяют по табл.10.14 [4], табл.41 [3] или
1
σHlimв , МПа
по табл.8 [5]
Для зубчатых колес из металла однородной
2
SH
структуры SH = 1,1
Для 7–го класса шероховатости (Ra = 1,25…6,3)
3
ZR
принимают ZR = 1
4
KHx
При dW ≤ 700 мм принимают KHx = 1
K HL  6 N H 0 N HE ,
где NH0 определяют по графику на рис.10.35 [4],
черт.10 [5], рис.11.6 [6] или по формуле
2 ,4
N H 0  30  H HB
.
5
KHL
 T1  3  t 1   T2  3  t 2   T3  3  t 3 
N HE  60  n  t                   .
 T 
6
7
[σH ]1 и [σH ]2 ,
МПа
[σH ], МПа
t  T 
 t  T 
 t 
Если NHE >NH0 , принимают KHL = 1. Значение KHL
можно также определить по графикам на черт.9 [5]
или рис.11.2 [6]
Значение [σH ] определяют для шестерни и колеса
по формуле  H  
 H lim в
SH
 Z R  K Hx  K HL
 H   0 ,45   H 1   H 2   1,23 H min
5.9. Определение допускаемого напряжения при расчете зубьев
на выносливость при изгибе
Значение допускаемого напряжения [σF ], МПа, определяют раздельно
для шестерни и колеса по формуле (7).
Значения параметров, входящих в расчетную формулу, определяют
согласно таблице 8.
5.10. Заключение о работоспособности зубчатой передачи
Заключение о работоспособности зубчатой передачи дают на основании
условия отсутствия выкрашивания активных поверхностей зубьев и их
усталостного излома.
26
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 8
Определение допускаемых изгибных напряжений
Определяемый
№
Расчетные формулы, указания по определению и
параметр и
п/п
числовые значения
размерность
Определяют по табл.11.8 [6], табл.40 [3], табл.14 [5]
1
 F0 lim в , МПа
или табл.10.4 [4], принимая KFd = KFc = 1
Для шлифования и зубофрезерования при классе
2
YR
шероховатости не ниже 4–го YR = 1
Определяют по черт.29 [5] или рис.11.26 [6].
3
YS
При m = 2…5 мм можно принять YS = 1
Определяют в зависимости от диаметра вершин
4
KFx
зубчатого колеса по графикам на черт.30 [5] или
рис.11.27 [6]. При da < 500 мм принимают KFx = 1
S F  S F'  S "F , где S F' определяют в зависимости от
способа термической обработки по табл.40 [3],
5
SF
табл.11.8 [6], табл.14 [5] или по [4, с.210].
Как правило, S "F  1 .
6
KFd , KFc
Обычно принимают KFd = KFc = 1
K FL  6 N F 0 N FE ,
где NF0 = 4·106 , NFE определяют по формуле,
7
KFL
приведенной в таблице 7 при показателе степени
равном 6. При NFE > NF0 принимают KFL = 1.
Значения [σF ] определяют для шестерни и колеса
[σF ]1 и [σF]2 ,
 F0 lim в
8
 YR  YS  K Fx  K FL  K Fd  K Fc
по формуле  F  
МПа
SF
6. Контрольные вопросы
1. Для чего предназначен редуктор?
2. Как осуществляется смазка зубчатых колес и подшипников качения?
3. Как определяются допускаемые напряжения при постоянном режиме
работы?
4. Как в расчетах зубчатых передач на прочность учитывают режим
работы?
5. Как можно повысить нагрузочную способность зубчатой передачи в
пределах корпуса стандартного редуктора?
6. Какие виды расчетов зубчатых передач на прочность применяются в
практике и каково их назначение?
7. Каким образом в расчетах учитываются динамика передачи, качество
ее сборки и изготовления?
27
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Пример бланка отчета
Федеральное агентство по образованию РФ
Лабораторная работа № 5
УГАЭС
Выполнил……….....
Изучение конструкции цилиндрического
Кафедра
Группа…………...
редуктора и проверка
ОПТС
Дата……………
его работоспособности
1. Цель работы
2. Определение основных геометрических параметров в соответствии с
таблицей 1.
3. Проверка работоспособности передач редуктора в соответствии п. 5
Выполнил …………………(подпись)
Принял …………………Дата………….
Список литературы
1. Детали машин. Атлас конструкции / Под ред. Д.Н. Решетова. – М.:
Машиностроение, 1979.
2. Иванов М.Н. Детали машин: Курсовое проектирование / М.Н. Иванов,
В.Н. Иванов. – М.: Высшая школа, 1975.
3. Решетов Д.Н. Детали машин / Д.Н. Решетов. – М.: Машиностроение,
1971.
4. Иванов М.Н. Детали машин / М.Н. Иванов. – М.: Высшая школа, 1976.
5. ГОСТ 21354–87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные.
Расчет на прочность. – М.: Изд-во стандартов, 1976.
6. Зубчатые передачи: Справочник / E.Г. Гинзбург, Н.О. Голованов,
Н.Б. Фирун, Н.Т. Халебский; под общ. ред. Е.Г. Гинзбурга. – 2-е изд., перераб.
и доп. – Л.: Машиностроение, 1980.
28
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Лабораторная работа № 6
Изучение конструкции червячного редуктора и
проверка его работоспособности
1. Цель работы
Ознакомление с конструкцией червячного одноступенчатого редуктора и
проверка работоспособности червячной передачи при заданном режиме
работы.
2. Краткое описание редуктора
В червячном редукторе осуществляется преобразование параметров
движения между валами, оси которых перекрещиваются под углом 900. Один
из валов – вал червяка (рисунок 1) имеет витки, расположенные винтообразно
вдоль вала. Пo числу витков Z1 различают червяки однозаходные,
двухзаходные и четырехзаходные. Число витков червяка легко
просматривается по началу или концу витков.
Обычно червяк выполняется стальным. На другом валу редуктора
устанавливается червячное колесо 2. Для уменьшения потерь на трение в
червячном зацеплении венец червячного колеса выполняется из
антифрикционных материалов (бронза, чугун). В целях экономии цветных
материалов червячное колесо, как правило, выполняют составным из
бронзового венца и стального или чугунного центра.
Движение от червяка к червячному колесу передается таким образом,
что при одном обороте червяка червячное колесо поворачивается на угол,
охватывающий число зубьев червячного колеса, равное числу заходов (витков)
червяка Z1. Для полного оборота колеса необходимо Z2 / Z1 оборотов червяка,
т.е. передаточное числа червячной передачи u = Z2 / Z1 , где Z2 – число зубьев
червячного колеса.
Червяк в червячных редукторах может иметь верхнее или нижнее
расположение (над или под червячным колесом). Верхнее расположение
червяка применяется в быстроходных передачах (окружные скорости червяка
V > 4...5 м/с) во избежание больших потерь на разбрызгивание масла.
У червяков с большим расстоянием между опарами и работающих в
напряженном тепловом режиме ставят в одной опоре «плавающий»
подшипник, а в другой – один сдвоенный или два радиально–упорных,
воспринимающих осевые усилия в обоих направлениях [3] . При небольших
расстояниях между опорами червяка (l < 250 мм ) устанавливают подшипники
качения «враспор».
Для нормальной работы подшипников необходимо избегать их
заклинивания на рабочих режимах вследствие отличия в температурных
деформациях валов и корпусов. Для этого с помощью набора прокладок 3 и 4,
29
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
устанавливаемых между крышками 5 и 6, и корпусом 7, в нерабочем
состоянии обеспечивается определенный осевой люфт валов. Кроме того,
набор прокладок 5 служит для регулировки положения средней плоскости
червячного колеса относительно оси червяка.
Точность положения проверяется по пятну контакта. Для этого витки
червяка покрывают тонким слоем мастики. При зацеплении такого червяка с
червячным колесом на зубьях последнего образуется отпечаток мастики –
пятно контакта. По размерам и расположению пятна контакта судят о
точности регулировки.
Корпусные детали червячных редукторов, в отличие от зубчатых, имеют
специальные ребра, необходимые для увеличения поверхности охлаждения.
При принудительном охлаждении ребра имеют горизонтальное направление,
при естественном – вертикальное.
Остальные элементы червячных редукторов имеют такое же назначение,
что и для зубчатых редукторов (см. лабораторную работу №5).
3. Некоторые сведения из теории и расчетные зависимости
Основными причинами выхода из строя червячных передач могут быть:
усталостное выкрашивание, заедание, износ активных поверхностей и поломка
зубьев червячного колеса.
Усталостное выкрашивание характерно для бронз средней прочности
(оловянистых и подобных им), заедание – для твердых бронз (алюминиевожелезистых) и чугунов. Поломка зуба возможна от изгибных напряжений при
действии пиковых нагрузок и от усталости.
Износ зубьев червячного колеса приводит к увеличению зазоров в
зацеплении и, как следствие, к возрастанию нагрузок.
В настоящее время возможность предотвращения и отсутствия
усталостного выкрашивания и заедания проверяется расчетами на контактную
выносливость активных поверхностей зубьев по условию
 Н   Н  ,
(1)
где σН – расчетное значение контактного напряжения зубьев; [σН] –
допускаемое контактное напряжение.
Возможность предотвращения и отсутствия поломки зубьев от усталости
проверяется расчетами на выносливость при изгибе по условию
 F   F  ,
(2)
где σF – расчетное значение напряжения изгиба зубьев; [σF] – допускаемое
напряжение изгиба зубьев.
Отсутствие
возможности
поломки
зубьев
при
действии
кратковременных перегрузок проверяется расчетами на изгибную прочность
по условию
 FМ   FМ  ,
где σFМ – расчетное напряжение изгиба зубьев при действии кратковременных
30
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
нагрузок; [σFМ] – предельное допускаемое напряжение изгиба зубьев.
Проверочные расчеты червячных передач по износу пока не
разработаны.
В данной лабораторной работе будут рассмотрены только проверочные
расчеты на контактную и изгибную выносливость.
Расчетное контактное напряжение может быть определено по формулам:
Н 
15300 T2  K H  K HV

;
d2
d1
5400
H 

Z2 q
(3)
3
 Z2 q  1 

  T2  K H  K HV ,
a
W


(4)
где σН – расчетное контактное напряжение, МПа; d1 и d2 – соответственно,
делительные диаметры червяка и червячного колеса, мм; аW – межосевое
расстояние, мм; Т2 – расчетный крутящий момент на червячном колесе, Н·м; Z2
– число зубьев червячного колеса; q – коэффициент диаметра червяка; KHβ –
коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине контактных
линий; KHV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,
возникающую в зацеплении.
Допускаемое контактное напряжение для червячных передач с колесами
из оловянистых бронз определяют из условия отсутствия выкрашивания
активных поверхностей зубьев по формуле
[σН] = (0,75…0,9)· σв · KHL ,
7
где σв – предел прочности бронзы, МПа; K HL  8 10 N HE ; – коэффициент
4
долговечности; N HE
 T  t 
 60  n  t    i    i  ; – эквивалентное число циклов.
 Tmax   t 
31
Рис. 1. Конструктивная схема червячного редуктора
7
6
5
3
4
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1
2
О
Т
Для безоловянистых (твердых) бронз и чугунов допускаемое контактное
напряжение определяют из условия сопротивления заеданию в зависимости от
скорости скольжения VS , м/с , по зависимостям:
32
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
 для бронзовых колес [σН] = 300 – 2,5· VS ;
(6)
 для чугунных колес [σН] = 210 – 3,5· VS .
(7)
Расчетное напряжение изгиба σF, МПa, можно определить по формуле
F 
wFt2  YFH  cos  в 2
 ,
1,3  m
d1
(8)
где YFH – коэффициент, учитывающая форму зубьев ( коэффициент прочности
зубьев по номинальным напряжениям, [5], [6]; m – осевой модуль зацепления,
мм; γ – делительный угол подъема линии витка червяка.
Удельная окружная сила
w Ft2 , Н/мм , определяется по формуле
wFt2 
2  T2  K F  K FV  10 3
,
(9)
d 2  в2
где Т2 – крутящий момент на червячном колесе, Н·м; d2 – делительный диаметр
червячного колеса, мм; в2 – ширина венца червячного колеса, мм; KFβ –
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по
длине контактных линий; KFV – коэффициент, учитывающая динамические
усилия в зацеплении.
Допускаемые напряжения изгиба [σF], МПа, при расчетах на изгибную
выносливость зубьев для бронз определяются по формулам:
 для нереверсивной передачи [σF] = [σF]0 ·KFL ;
(10)
 для реверсивной передачи [σF] = [σF]–1 · KFL ,
(11)
6
где [σF]0 и [σF]–1 – исходное допускаемое напряжение на базе N = 10 циклов
перемены напряжений, соответственно, для нереверсивной и реверсивной
передач, МПа; KFL – коэффициент долговечности.
Исходные значения допускаемых напряжений могут быть определены по
формулам [3]:
[σF]0 = 0,25·σТ + 0,08·σв ;
(12)
[σF]–1 = 0,16·σв ,
(13)
где σТ и σв – соответственно, предел текучести и предел прочности бронз, МПа.
Значения [σF]0 и [σF]–1 могут быть определены по таблице 14.5 [1].
4. Ознакомление с конструкцией редуктора и определение основных
геометрических и кинематических параметров передачи
4.1. Не разбирая редуктор, измерить длину выходных концов валов l1 и
l2, их диаметры d1 и d2 , межосевое расстояние аW. Полученное значение аW
округлить до стандартного.
4.2. Снять крышки 5 и 6 подшипниковых гнезд.
4.3. Вынуть валы из корпуса.
4.4. Ознакомиться с конструкцией и назначением деталей и сборочных
единиц редуктора (валов, подшипников качения, червячного колеса, корпуса,
33
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
прокладок ).
4.5. Замерить диаметр вершин витков червяка dа1 , расчетный шаг витков
p, длину нарезанная части червяка в1 , подсчитать число заходов (витков)
червяка z1 .
4.6. У червячного колеса замерить наибольший наружный диаметр d aM ,
ширину зубчатого венца в2, подсчитать число зубьев z2 .
2
Результаты замеров, выполненных в п. 4.5 и 4.6, занести в таблицу 1.
Таблица 1
Измеренные параметры червячной передачи
№
Обозна- Принятое
Наименование параметра и размерность
п/п
чение значение
1 Межосевое расстояние, мм
аW
2 Расчетный шаг витков червяка, мм
p
3 Диаметр вершин витков червяка, мм
dа1
4 Длина нарезной части червяка, мм
в1
d aM
5 Наибольший диаметр червячного колеса, мм
6 Ширина зубчатого венца червячного колеса, мм
в2
7 Число заходов (витков) червяка
z1
2
4.7. В соответствии с таблицей 2 выполнить расчеты параметров
червячного зацепления и результаты занести в отчет.
4.8. Провести сборку редуктора в, порядке, обратном его разборке.
Обеспечить регулировку подшипников качения, проверяя ее по легкости
вращения вала червяка.
4.9. Предъявить преподавателю редуктор для проверки качества сборки.
Таблица 2
Рассчитываемые параметры червячной передачи
№ Наименование параметра и
Расчетная зависимость
Примечание
п/п
размерность
u  z 2 z1  ...
1 Передаточное число
m  p  
Полученные
2 Расчетный модуль, мм
значения

округ–
Коэффициент диаметра
d  2  ha  m
3
q  a1

червяка
лить по ГОСТ
m
19672–74
a  0 ,5  ( q  z 2 )
Коэффициент смещения
x W

4
червяка
m
d1  q  m  
5 Делительный диаметр
34
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
6
7
8
9
10
11
12
13
витков червяка, мм
Диаметр вершин витков
червяка, мм
Диаметр впадин витков
червяка, мм
Делительный (средний)
диаметр червячного
колеса, мм
Диаметр вершин зубьев
червячного колеса, мм
Диаметр впадин зубьев
червячного колеса, мм
Делительный угол подъема
линии витков червяка, рад
Начальный диаметр
витков червяка, мм
Ход витка червяка, мм
d a 1  d 1  2  ha  m  
d f 1  d1  2  hf  m  
d 2  m  z2  
d a 2  m  ( z 2  2  ha  2  x )  
d f 2  m  ( z 2  2  hf  2  x )  
  arctg( z1 q )  
dW 1  d 1  2  x  m  
PZ 1  p  z1  
5. Проверка работоспособности червячной передачи
при заданном режиме работы
5.1. Назначение режима работы передачи.
Данные по режиму работы и нагрузке червячной передачи принять по
таблице З согласно указанию преподавателя.
Таблица 3
Режимы нагружения передачи редуктора
№
n,
Т, h, Режим
График нагрузки
КС КГ ПВ%
п/п об/мин Н·м год работы
Т =Т
1
1000 80
20
Л
0,33 0,25 15
1
2
1500
80
10
Л
3
1000
80
10
С
4
1000 100
15
С
5
1000 120
10
С
6
1500 140
10
С
Т2 =0,5Т
Т3 =0,1Т
0,1t
0,5t
0,4t
t
0,33 0,25
15
0,67 0,50
25
0,67 0,50
25
0,67 0,50
25
0,67 0,50
25
5.2. Определение исходных данных по материалам червяка и червячного
колеса.
Исходные данные по материалам принять согласно указаниям
преподавателя по таблице 4.
35
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 4
Характеристики материалов деталей передачи
№ Наименование
Данные по материалам
п/п
детали
Червяк
Марка материала – сталь 20Х. Термообработка –
цементация и закалка. Твердость активных
поверхностей зубьев – HRC 58…62. Окончательная
1
механическая обработка – шлифовка и полировка.
Червячное
Марка материала – бронза Бр.АЖ 9–4, отливка в
колесо
кокиль. Предел прочности σв = 500МПа, предел
текучести σТ = 200МПа.
Червяк
Те же, что и для 1–го варианта.
Червячное
Марка материала – оловянистая бронза ОФ 10–1,
2
колесо,
предел прочности σв = 250МПа, предел текучести σТ =
150МПа.
5.3. Назначение степени точности и видов сопряжения червячной
передачи.
В расчетах принять 8-ю степень точности по всем нормам точности
червячной передачи.
5.4. Определение крутящих моментов и частот вращения для червяка и
червячного колеса.
Крутящие моменты и частоты вращения можно определить в
последовательности представленной в таблице 5.
5.5. Определение расчетного контактного напряжения.
Расчетное контактное напряжение можно определять по любой из
формул (3) или (4). Значения параметров, входящих в формулы, определяют
по таблице 6.
Таблица 5
Кинематические и силовые параметры редуктора
Формула и
№ Определяемый параметр и
результаты
Примечание
п/п
размерность
расчета
n – частота вращения
Частота вращения
выходного
1 червячного
n2 = n = …
(тихоходного)
колеса, об/мин
вала редуктора
Крутящий момент на
КПД подшипников
T2  T  П  
2
червячном колесе, Н·м
принять η = 0,99
3 Частота вращения вала
n1 = n2 ·u = …
u – передаточное число
36
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4
5
6
7
червяка, об/мин
Окружная скорость червяка
на
делительном диаметре, м/с
Скорость скольжения в
зацеплении, м/с
Коэффициент трения пары
материалов червяка и
червячного колеса
Приведенный угол трения
в передаче
редуктора
V1 
  d 1  n1
60  1000

V1

cos 
VS 
d1 – в миллиметрах по
таблице 2
γ – по таблице 2
Принять по табл.54 [3]
или по табл.11.5 [4]
f=…
φ = arctgf = …
8
КПД червячного редуктора
ЧР 
9
Крутящий момент на
червяке, Н·м
T1 
tg

tg(    )
T2

u   ЧР
5.6. Определение расчетного изгибного напряжения.
Расчетное значение изгибного напряжения можно определить по
формулам (8) или (9). Порядок расчета приведен в таблице 7.
5.7. Определение суммарного времени работы червячной передачи под
нагрузкой.
Время работы t, час, определяется по формуле
t  365  24  K Г  K C 
ПВ%
h ,
100
где значения параметров, входящих в формулу, принимают в соответствии с
п. 5.1.
5.8. Определение коэффициентов долговечности.
При расчетах на контактную выносливость по усталостному
выкрашиванию (для оловянистых бронз) коэффициент долговечности
определяют по формуле
K HL  8
107
,
N HE2
где N HE2 – эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений для
зубьев червячного колеса.
N HE2
 T1  4 t 1  T2  4 t 2  T3  4 t 3 
 60  n2  t               25  107 ,
 T  t  T  t  T  t 
где отношения моментов и времени работы принимаются согласно графика
нагрузки по таблице 3; n2 – частота вращения червячного колеса, об/мин.
При расчетах на изгибную выносливость коэффициент долговечности
определяется по формуле
37
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
K FL  9
10 6
,
N FE2
где N FE2 – эквивалентное число циклов перемены изгибных напряжений для
зубьев червячного колеса
N FE2
 T1  9 t 1  T2  9 t 2  T3  9 t 3 
 60  n2  t               25  10 6 .
 T  t  T  t  T  t 
При N FE < 106 принимают N FE2 = 106, при N FE2 > 25·106 принимают
2
6
N FE2 = 25·10 .
Таблица 6
№
п/п
Определение расчетных контактных напряжений
Формула и
Определяемый параметр и
результаты
Примечание
размерность
расчета
1
Коэффициент, учитывающий
распределение нагрузки по длине
контактных линий
2
Коэффициент, учитывающий
динамическую нагрузку, возникающую в KHV = …
зацеплении
3
Расчетное контактное напряжение, МПа
KHβ = …
σН = …
Принять KHβ =1,05
или по
рекомендации–ям
[3], с.354…357;
[4], с.275
Принять KHV =1,15
или по
рекомендации–ям
[3], с.356;[4], с.275
Определить по
фор–
мулам (3) или (4)
5.9. Определение допускаемых контактных напряжений.
В зависимости от принятого при расчете материала червячного колеса
допускаемые контактные напряжения можно определить по формулам (5), (6)
или (7).
5.10. Определение допускаемых изгибных напряжений.
В зависимости от реверсивности нагрузки допускаемые изгибные
напряжения определяют по формулам (10), (12) или по формулам (11), (13).
5.11. Заключение о работоспособности червячной передачи.
Используя условия (1) и (2), дать заключение о работоспособности
редуктора.
38
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 7
Определение расчетных изгибных напряжений
Формула и
№
Определяемый параметр и
результаты
Примечание
п/п
размерность
расчета
Коэффициент, учитывающий распределение
Принять KFβ =KHβ
1
KFβ = …
нагрузки по длине контактных линий
Коэффициент, учитывающий динамическую
2
KFV = …
Принять KFV =KHV
нагрузку, возникающую в зацеплении
Определить по
w Ft2 = …
3 Удельная окружная сила, Н/мм
формуле (9)
z2
  z2 – по таблице 1
cos 3 
4
Эквивалентное число зубьев червячного
колеса
z V2 
5
Коэффициент формы зуба
YFH = …
6
Расчетное напряжение изгиба, МПa
σF = …
γ – по таблице 2
Принять по табл.
53[3], табл.11.7 [4]
или с.323 [6]
Определить по
формуле (8)
6. Контрольные вопросы
1. В каких случаях peкомeндуется устанавливать червяк над червячным
колесом?
2. Для чего используются ребра на стенках корпусных деталей
редуктора?
3. В каких случаях ребра располагаются вертикально, а в каких –
горизонтально?
4. Возможна ли передача движения от червячного колеса к червяку?
5. Зачем требуется проверка червячного зацепления по пятну контакта?
6. При каких условиях износ ограничивает работоспособность передачи?
7. В каких формах проявляется заедание в червячном зацеплении?
8. Влияет ли смазочный материал на работоспособность червячной
передачи?
9. В чем заключаются преимущества червячной передачи?
10. Влияет ли марка материала червячного колеса на выбор допускаемых
напряжений?
39
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Пример бланка отчета
Федеральное агентство по образованию РФ
Лабораторная работа № 5
УГАЭС
Выполнил……….....
Изучение конструкции цилиндрического
Кафедра
Группа…………...
редуктора и проверка его
ОПТС
Дата……………
работоспособности
3. Цель работы
4. Определение основных геометрических параметров в соответствии с
таблицей 1.
3. Проверка работоспособности передач редуктора в соответствии п.5
Выполнил …………………(подпись)
Принял …………………Дата………….
Список литературы
1. Детали машин. Атлас конструкции / Под ред. Д.Н. Решетова. – М.:
Машиностроение, 1979.
2. Иванов М.Н. Детали машин: Курсовое проектирование / М.Н. Иванов,
В.Н. Иванов. – М.: Высшая школа, 1975.
3. Решетов Д.Н. Детали машин / Д.Н. Решетов. – М.: Машиностроение,
1971.
4. Иванов М.Н. Детали машин / М.Н. Иванов. – М.: Высшая школа, 1976.
5. ГОСТ 21354–87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные.
Расчет на прочность. – М.: Изд-во стандартов, 1976.
6. Зубчатые передачи: Справочник / E.Г. Гинзбург, Н.О. Голованов,
Н.Б. Фирун, Н.Т. Халебский; под общ. ред. Е.Г. Гинзбурга. – 2-е изд., перераб.
и доп. – Л.: Машиностроение, 1980.
40
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Составители: Райский Виталий Валентинович
Романченко Анатолий Федорович
Методические указания по выполнению
лабораторных работ по дисциплине
«Детали машин и основы конструирования»
Раздел: «ДЕТАЛИ МАШИН»
Часть 2
Технический редактор: А.Ю. Кунафина
Подписано в печать 06.09.11. Формат 60×84 1/16.
Бумага писчая. Гарнитура «Таймс».
Усл. печ. л. 2,38. Уч.-изд. л. 3. Тираж 100 экз.
Цена свободная. Заказ № 114.
Отпечатано с готовых авторских оригиналов
на ризографе в издательском отделе
Уфимской государственной академии экономики и сервиса
450078, г. Уфа, ул. Чернышевского, 145; тел. (347) 241-69-85.
41
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
42
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
43
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
44
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
5
Размер файла
684 Кб
Теги
821
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа