ПОИСК Статьи Рисунки Таблицы Уточненный расчет функциональных параметров к обеспечению взаимозаменяемости деталей механических перемешивающих устройств из "Основы взаимозаменяемости в химическом аппаратостроении" Расчет функциональных параметров вала на основе повышения способности к накоплению потендиальной энергии. Вал привода механических перемешивающих устройств подвержен знакопеременному нагружению и имеет небольшой запас прочности поэтому для него расчет функциональных параметров, исходя из повышения способности к накоплению потенциальной энергии, приобретает существенное значение (см. табл. 1). [c.40] Накопленная валом потенциальная энергия является результа-тОхМ действия циклически изменяющейся силы Р, находящейся от центра вала на расстоянии г. К функциональным параметрам относятся параметры материала и геометрические размеры I, с1, Ь, г, влияющие на способность вала к накоплению потенциальной энергии за цикл переменной нагрузки. [c.40] Уравнения связи выражают наиболее значительные напряжения вала, приводящие к усталостному разрушению. [c.41] Из теории упругости известно, что в наружных волокнах материала вала ау в= г ху)в= гуг)в = 0. [c.42] Сравнив порядки величин последнего выражения для Сгв с выражением для хув, нетрудно заметить, что ввиду малости величиной Огв можно Пренебречь. [c.42] Выражение (8) принимаем за третье уравнение связи первые два — уравнения (6) и (7)]. Важно заметить, что если в уравнениях (6) и (7) коэффициенты Кил и Кпс зависят от размеров шпоночного соединения, то в уравнении (8) величина Кпв определяется отношением о/г. Во всех трех функциях сомножитель QPrln P является номинальным касательным напряжением. [c.42] Можно воздействовать на улучшение способности вала к накоплению потенциальной энергии изменением параметрических групп материала и геометрических параметров. [c.43] Кп относится либо к сечению А, либо к сечению С, причем КпА КпС= 1,8. [c.44] Изменение способности вала к накоплению потенциальной энергии в зависимости от отношения 6/г в сечении В показано на рис. 7, б. Кривая изменения последней функции в точке оси абсцисс b r = Q имеет ординату 3(1+ ji). Первая производная функции всегда отрицательная в интервале 0 6/г оо и равна нулю в точке blr = 0 и в точке 6/г- оо. [c.44] Приняв /(па = 1,8, находим (й/г) ор1= 1,5. [c.44] Расчеты к выбору подшипников качения. Выбор подшипников качения, обладающих способностью воспринимать наибольшую радиальную нагрузку, является характерной задачей, возникающей при создании новых конструкций перемешивающих устройств. Во многих случаях задача осложняется налагаемыми ограничениями на диаметр )о 5 отах и ширину подшипника (см. табл. 1). [c.44] Рассмотрим расчет к выбору роликоподшипника по наибольшей радиальной нагрузке Рг с учетом ограничений на До и И на основе следующих допущений. [c.44] Расчет функциональных параметров силовой зубчатой передачи. [c.45] Однако в реальной зубчатой передаче передаваемая мощность по сравнению с расчетной по формуле (13) значительно занижена из-за неизбежно возникающей динамической нагрузки. Появление динамической нагрузки зависит от многих причин, в том числе от распределения масс и упругих свойств всей системы привода, от внешней нагрузки и крутящего момента электродвигателя, погрешностей изготовления, сборки и монтажа зубчатой передачи, деформации зубьев под нагрузкой. Эти причины приводят при равномерном вращении колеса к неравномерному вращению шестерни, при постоянстве среднего передаточного числа к переменному мгновенному передаточному числу, что вызывает появление в передаче шума, стука и вибрации. [c.46] Существует два способа расчета полной нагрузки точный и приближенный. Точный расчет рекомендуют применять при глубоком анализе зубчатой передачи он довольно сложный и трудоемкий. Приближенный расчет в сравнении с точным намного проще и для определения функциональных параметров вполне достаточен. Его отличие состоит в усреднении массы и упругих свойств системы в остальном он учитывает те же расчетные параметры, а именно окружную скорость колеса, упругие свойства материала зубчатой пары, влияние формы зуба и угла зацепления, влияние погрешности профиля и погрешности в основном и окружных шагах, угла наклона зуба рабочей ширины зубчатого колеса Ь, номинальной (полезной) нагрузки. [c.46] Из табл. 4 видно, что величина е зависит от размера зуба, определяемого обратной нормальному модулю величиной рп=1/тп, и степени точности изготовления. При оценке числовых значений е зубчатый венец нарезали методом обкатки в один проход, при 7-й степени — в несколько проходов, включая чистовой, при 6-й степени— применяли отделочные методы шевингование, профильное шлифование, притирку после чистового зубофрезерования. Величина е определяется также квалификацией оператора и состоянием оборудования. [c.47] В качестве дополнительных уравнений связи выберем распространенные расчетные формулы [9]. [c.47] На функциональные параметры накладываются следующие ограничения, характерные для зубчатых передач редукторов в химическом аппаратостроении. [c.48] Дискретные размеры стандартных фрез и необходимость округления расчетного числа зубьев до целого числа налагают дополнительные ограничения на выбор модуля. [c.49] Выбираем независимые геометрические параметры, однозначно определяющие конструкцию косозубой передачи. Из ограничений (25) — (28) очевидна необходимость учета параметров ь Спр, 1]) и 2пр1 при составлении функции цели. [c.49] Вернуться к основной статье