5.1.3. Методичні вказівки до написання окремих розділів пояснювальної записки

Приступаючи до курсового проектування з дисципліни “Деталі машин” літературу з наголосом на темі отриманого технічного завдання, чітко усвідомити мету та завдання роботи, детально вивчити кінематичну схему запропонованого до розроблення приводу, область застосування і т. ін.

5.1.3.1. Вступ. Необхідно відзначити чільне місце в народному господарстві України машинобудування як галузі взагалі і с/г машинобудування зокрема.

З огляду на те, що дисципліна “Деталі машин” вивчає вузли та деталі типові, загального призначення треба охарактеризувати запропоновану до розроблення схему привода як з погляду її універсальності, так і з прикладанням до машин для переробних, тваринницьких галузей, описавши особливості схеми, і переваги тощо.

5.1.3.2. кінематичний і силовий розрахунок приводу та вибір електродвигуна. (див. )

Приводи загального призначення комплектуються з електродвигуном серії АА , які є трифазними з короткозамкненим ротором, асинхронний. За частотою обертання вала вони поділяються на чотири групи: 750; 1000; 1500; 3000 хв-1 .

Розрахункова потужність електродвигуна визначається залежно від заданої (визначеної) потужності на вихідному валі приводу.

Розрахункова потужність двигуна визначається з урахуванням коефіцієнтів корисної дії (ККД) всіх елементів, що входять до складу приводу (механічні передачі, муфти, підшипники).

де - загальний ккд приводу

= ,

де - ккд пасової передачі,

- ккд зубчастої передачі,

- ккд муфти.

Марка двигуна з каталогу вибирають за двома параметрами – розрахунковою потужністю та частотою обертання вихідного вала приводу.

Слід зауважити на те, що швидкохідні двигуни є дешевшими, компактнішими, мають меншу масу. Водночас їх використання створює потребу прийняття більших передаточних чисел приводу, що не завжди прийнято з погляду виду і кількості передач в схемі приводу. Найчастіше використовують дві середні групи електродвигунів – з синхронною частотою 1000 і1500 хв –1.

Далі за таблицею каталогу для даної групи електродвигунів загального призначення підбирають потрібний для конкретного приводу двигун (конкретну марку виходячи з величини Nр. Потужність електродвигуна вибраної марки повинна дорівнювати або бути трохи більшою за розрахункову.

Ескіз вибраного електродвигуна з приєднувальними та габаритними розмірами і його характеристику обов’язково вміщують в цьому розділі записки.

Кінематичний розрахунок приводу полягає у визначенні конкретного передаточного числа приводу за заданою схемою виходячи з заданої частоти обертання вихідного вала та асинхронної частоти обертання вала електродвигуна вибраної марки. Схема розбивається на передаточні числа окремих передач, що являють собою складові приводу. При цьому для закритих зубчатих передач рекомендується брати передаточні числа зі стандартного ряду, для всіх інших – згідно з даними дод. 5.

Всі вали приводу, починаючи з вала двигуна, слід пронумерувати, і для кожного з них визначити потужність, частоту обертання і крутний момент. Результати треба оформити у вигляді таблиці.

Для першого вала в таблицю заносять розрахункову потужність електродвигуна, асинхронну частоту обертання його вала (за каталогом) і обчислений на цій основі крутний момент. Для вихідного вала приводу значення знайдених параметрів мають збігатися із заданими.

Отже, таблиця параметрів валів містить вихідні дані для всіх подальших розрахунків курсового проекту і тому підлягає затвердженню керівником проекту.

5.1.3.3. Розрахунки передач приводу. Передачі приводу розраховують послідовно, починаючи від двигуна. Для кожної наступної передачі вихідними кінематичними і силовими параметрами є уточнені в результаті повного розрахунку попередньої передачі відповідні величини. Для останньої з послідовно під’єднаних передач приводу слід уточнити передаточне число з урахуванням одержаної частоти обертання вихідного вала.

Розрахунок зубчастих передач виконується за класичною схемою:

1. Вибір матеріалів коліс з урахуванням критеріїв працездатності, виду пошкодження зубців та умов роботи передачі.

2. Обґрунтований вибір способу зміцнення робочих поверхонь зубців (термічна, хіміко-термічна обробка тощо).

3. Визначення допустимих контактних та згинальних напружень.

4. Обчислення основних параметрів передачі (між осьова відстань, конусна ділильна відстань, ділильний діаметр шестерні, модуль зачеплення) за основним критерієм працездатності.

5. Перевірний розрахунок основних параметрів передач за іншими важливими критеріями працездатності.

6. Визначення всіх геометричних параметрів зубчастих коліс.

Детальніше про це можна дізнатись з рекомендованої літератури [4.7.10.11].

Окремо слід відзначити, що схеми розрахунків закритих і відкритих зубчастих передач відрізняються послідовністю етапів, а саме: для закритих передач основним критерієм працездатності є контактна витривалість активних поверхонь зубців і, отже, основний вид розрахунку –за контактними напруженнями (визначення між осьової відстані або мінімального ділильного діаметра шестерні); для відкритих передач основним критерієм працездатності є згинальна витривалість зубців, основний вид розрахунку –за згинальними напруженнями (визначення модуля зачеплення).

Розраховуючи черв’ячні передачі на етапі вибору матеріалу зубчастого вінця черв’ячного колеса, слід обов’язково враховувати фактор дефіцитності й високої вартості високоолов’янистих бронз (за можливістю прагнути обійтися чавуном або безолов’янистою бронзою). Загалом же схема їх розрахунку подібна до вище приведеної і достатньо детально висвітлена в літературі [4.7].

Передачі з гнучкою ланкою (пасові та ланцюгові) розраховуються за відомими методиками [4.5.7]: пасові – з критеріїв тягової спроможності паса, а ланцюгові –табличним методом, в основі якого лежать критерій контактної витривалості робочих поверхонь шарнірів ланцюга.

У розрахунках клинопасових передач слід зауважити на те, що пасів має бути не менше двох і не більше восьми.

Щодо ланцюгових передач, то у їх розрахунках перевагу слід віддавати роликовим та зубчастим ланцюгам, найуживанішим у приводах загального призначення.

Після розрахунку будь-якої з передач треба у записці дати ескізи ведучої та веденої ланок із зазначенням прийнятих остаточно розмірів.

У кінці розрахунку кожної з передач треба визначити зусилля, що виникають в зачепленні (зубчасті передачі колові, радіальні, осьові) або від натягання гнучкої ланки (пасові та ланцюгові передачі).

5.1.3.4. Ескізне компонування редуктора як центральної фігури приводу необхідний для орієнтовного окреслення габаритів деталей, визначення їх взаємо розташування і, нарешті, для остаточного встановлення їх розмірів.

Приміром, розрахунок валів редуктора на статичну міцність (у разі спільної дії крутних і згинальних моментів) можливий лише після визначення відстані між опорами, точками прикладання зусиль від деталей передач. Ці відстані можна зняти тільки з компонувального ескізу, виконаного з дотриманням масштабу.

Отже, компонування полягає в масштабному схематичному зображенні головного виду редуктора (для зубчастих редукторів це –вид з верху зі знятою кришкою, для черв’ячних –фронтальна проекція з розміром). При цьому оконтурені всі деталі передач у їх правильному взаємо розташуванні, вали та їх опори (у редукторах загального призначення – підшипники кочення).

Звичайно ескізне компонування редуктора виконується після розрахунків всіх передач приводу. При цьому відстані між опорами валів і всі інші довжини їх ділянок невідомі. Через це в межах ескізного компонування виконується орієнтовний розрахунок валів –тільки на кручення за зниженими допустимими напруженнями:

де Т_кр – крутний момент на валу, Н∙м;

[Т_кр]– допустиме напруження кручення, для сталевих валів під час орієнтовного розрахунку [Т_кр] = 25...30 Мпа.

На компонувальному ескізі вали зображуються гладкими з постійним діаметром по всій довжині.

Дані про підшипники на даному етапі проектування відсутні, тому для компонування вибирають відповідні підшипники кочення вузькі середньої серії тільки за діаметром внутрішнього кільця (він же –визначений вище орієнтовний діаметр вала).

У результаті ескізного компонування можливе визначення орієнтовних розмірів корпусних деталей редуктора і його габаритних розмірів.

Найзручніше ескізне компонування виконувати на міліметровому папері в масштабі 1:1. При цьому деталі передач кресляться спрощено –за габаритними розмірами, підшипники –також, кришки підшипників –конструктивно виходячи з діаметра зовнішнього кільця підшипника та керуючись принципом пропорцій.

Приклади компонувальних ескізів редукторів відповідно циліндричного, конічного та черв’ячного наведено на рис. 5-7.

Рекомендовані значення показаних на цих рисунках в загальному вигляді характерних відстаней зведено в таблицю (дод. 6).

5.1.3.5. Розрахунок валів та підбір підшипників. У даному курсовому проекті виконуються три види розрахунку валів: за крутним моментом (орієнтовний, під час ескізного компонування редуктора, див підрозділ 5.1.3.4.), на статичну міцність і на втомлюваність.

Розрахунок валів на статичну міцність є одним з основних етапів проектування. Його суть полягає у визначенні місця розташування небезпечного перерізу вала, а згодом –мінімального діаметра вала для цього перерізу.

Починається цей розрахунок зі складання просторої схеми навантаження всіх валів приводу від деталей передач в їх взаємозв’язку. Схема має бути зображена в аксонометрії (див. рис. 3). На ній повинні бути вказані: напрямки обертання валів, напрямки крутних моментів та сил, що діють на вали. Ця розрахункова загальна схема складається за принципом рівноваги системи: крутні моменти і зусилля, що діють на один і той самий вал з різних джерел, мають бути протилежно напрямленим. Це досягається відповідним вибором напрямку руху ланок передач (отже, і колових зусиль) та нахилу зубців осьові зусилля).

Далі для кожного з валів будується конкретна розрахункова схема (наприклад, рис.4) у вигляді статично визначеної двоопорної балки, визначаються реакції опор, будуються епюри крутних і згинальних моментів. Оскільки зусилля з боку деталей передач діють на вал в різних площинах, реакції опор визначаються для двох варіантів схеми вивантаження кожного вала –у горизонтальній і вертикальній площинах. Для цих двох площин будують епюри згинальних моментів, далі визначають сумарні згинальні моменти в характерних точках:

,

де М_у, М_z – згинальні моменти відповідно у вертикальній і горизонтальній площинах, Н∙м;

Побудувавши епюру крутного моменту, для характерних точок визначають величини приведених моментів:

,

де α – коефіцієнт, що враховує різний характер дії циклів напружень згинання і кочення [4]; Т_К – крутний момент, Н∙м.

Після цього будується епюра зведеного моменту і за нею (місця значних навантажень) визначають місце знаходження небезпечних перерізів вала.

Для кожного небезпечного перерізу вала визначають мінімальний його діаметр; м:

,

де - допустиме значення напруження, МПа, визначається відповідно до вибраного матеріалу вала.

Значення визначених таким чином діаметрів вала в характерних перерізах треба заокруглити у бік збільшення за нормальним рядом лінійних розмірів [3,4],зважуючи на те, що діаметри цапф мають бути кратні п’яти що відповідає посадковим діаметрам внутрішніх кілець підшипників кочення.

Наступним етапом проектування вала є його ескізне розроблення на основі отриманих розрахункових даних. Ескіз креслиться під епюрою зведеного моменту, що наочно засвідчує відповідність величини навантаження діаметрові вала на даній ділянці.

Оскільки вал –це деталь, що працює в умовах складного напруженого стану і до того ж має значну кількість джерел локальної концентрації напружень (шпонкові пази, різкі перепади діаметрів тощо), потрібна перевірка його на втомлюваність.

У межах курсового проекту достатньо виконати перевірний розрахунок на втомлюваність тільки вихідного вала редуктора як найбільш навантаженого.

Суть розрахунків полягає у визначенні коефіцієнтів запасу для найнебезпечніших з погляду концентрації напружень перерізах вала і порівнянні їх з допустимими [4,5,7,].

Опорами вузлів у редукторах приводів загального призначення служать стандартні підшипники кочення. Через це проектувати їх немає потреби –виконується підбір з стандартного ряду за критерієм довговічності робочих поверхонь тіл кочення та кілець, що оцінюються основним параметром –динамічною вантажопідйомністю, для визначення якої береться до уваги найбільша реакція опори даного вала.

Спочатку виходячи з схеми навантаження валів та їх опор (наприклад на рис.4) вибирають типи підшипника за певними ознаками(якостями–радіальний, радіально –упорний і т. ін.). Далі визначають динамічну вантажопідйомність і за нею за каталогом, керуючись також внутрішнім діаметром підшипника (відомий з розрахунку вала), підбирають його типорозмір, що позначається в таблицях певним номером згідно з прийнятою системою маркування [1,4.8]. Динамічна вантажопідйомність вибраного підшипника має бути такою, що дорівнює розрахованій або дещо перевищувати її.

5.1.3.6. Розрахунок шпонкових з’єднань. Оскільки для механізмів з передаточним зачепленням не рекомендується застосування напружених шпонкових з’єднань (клинові шпонки створюють ексцентриситет у разі посадки коліс на вал),в електромеханічних приводах загального призначення застосовують призматичні шпонки або за потреби –шліцьові з’єднання.

Розміри шпонок та шліців у попередньому перерізі встановлені стандартом залежно від діаметра вала. Їх довжину визначають конструктивно залежно від довжини маточини.

Отже, виконується перевірний розрахунок з’єднань на міцність після підбору їх конструктивних та геометричних параметрів в літерному вираженні, розташувати зусилля (розрахункова схема) і виконати розрахунок за доступними напруженнями [4,5,7].

5.1.3.7. Вибір муфт. У приводах загального призначення застосовують стандартні муфти перших трьох класів за класифікацією [7]. Серед них найпоширенішими є: з некерованих –пружні та компенсуванні, з керованих –кулачкові та фрикційні, з самокерованих –запобіжні.

Спочатку залежно від вимог, пов’язаних зі властивостями даного привода, вибирають тип муфти, а далі –із стандартного ряду виходячи із крутного моменту і діаметра вала –типорозмір. Оскільки підбір стандартної муфти виконується по суті за номінальними параметрами, без урахування динаміки і режиму роботи приводу, після цього потрібно виконати перевірний розрахунок її робочих елементів на міцність.

При цьому слід виконати розрахункову схему –ескіз муфти або фрагмент з робочими елементами і навантаженням.

5.1.3.8. Тепловий розрахунок редуктора. Тепловий розрахунок редуктора виконується тільки для черв’ячних редукторів. Його суть полягає у забезпеченні балансу між теплом, що виділяється під час роботи редуктора і нагріває його, і кількістю тепла, що його конструкція здатна відвести у довкілля.

Розрахунок має перевірений характер [4,7]. При цьому орієнтовано визначають площу поверхні корпуса редуктора, омиваної з одного боку маслом, а з другого –навколишнім повітрям виходячи з уже відомих розмірів спроектованої передачі.

Під час такого розрахунку потрібно в масштабі виконати відповідний ескіз з розмірами охолоджуваних поверхонь.

Температура мастила в редукторі

t_M=t_c+N₁(1-η)/KA≤[t_M],

де t_c - температура середовища на місці роботи редуктора, ^оС;

N₁ - потужність, що підводиться до передачі, Вт;

η – ККД передачі;

К – коефіцієнт теплопередачі: за умови природного обмивання поверхні повітрям

К = (9..17) Вт/(м² с), за обдуванням вентилятором к=(25...30) Вт/(м² с);

А – площа охолоджуваної поверхні корпусу, м²;

[t_M] – максимально допустима температура мастила, (75...85) ^оС

У разі потреби збільшують поверхню корпусу (ореблення зовнішньої поверхні).

5.1.3.9. Вибір системи змащування зачеплень передач та опор. У редукторах електромеханічних приводів загального призначення звичайно застосовується комбіноване змащування, що його часто називають картерним [5]. При цьому одне або кілька зубчастих коліс занурюється у ванну з рідким мастилом в нижній частині корпуса редуктора (картері), а інші вузли та деталі, в тому числі і підшипники, змащуються за рахунок розбризкування мастила та циркуляції в порожнині корпуса утвореного масляного туману. Таке змащення за часом є неприривним і застосовується за колових швидкостей занурених коліс не вище 15м/с (такими є приблизно 99% всіх редукторів загального призначення, за більших швидкостей спостерігаються значні гідравлічні втрати потужності на розбризкування, а також відбувається інтенсивне нагрівання і окислення мастила).

Для вибраного згідно з рекомендаціями [5,7,10] мастила в записці слід зазначити його вид, динамічну в’язкість, температуру спалахування та щільність.

Під час виконання цього підрозділу слід виконати ескіз масляної ванни з розмірами, що забезпечують необхідний об’єм мастила. За існуючими нормами для зубчастих редукторів потрібно (0,3…0,5) л на 1 кВт потужності, для черв’ячних –у двічі більше

Звичайно за умови картерної системі змащення у ванну занурюються тільки тихохідні колеса на глибину чотирьох п’яти модулів, за умови n2d2<100 (тут n-частота обертання тихохідного колеса; d2-ділильний діаметр колеса), як встановлено емпірично [10], масляних бризок і туману створюється замало, і підшипники змащуються недостатньо.

У зв’язку з цим рекомендується, v<3 м/с підшипники змащувати автономно консистентним маслом (солідол, консталін тощо). У такому разі у підшипникових вузлах ставляться масло стримувальні кільця.

Враховуючи згадане, потрібно у записці обґрунтовано вибрати систему змащення коліс, опор валів, параметри системи і описати їх у ескізному супроводі. Таким самим чином слід описати способи і засоби контролю рівня мастила, його заливання, вливання тощо.