44445

Разработка приводной станции ленточного конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Синтез передаточного механизма Исходные данные: Потребная мощность на приводном барабане Р = 38 кВт Частота вращения приводного вала nв = 30 об мин Диаметр приводного барабана Dб=500 мм Длина конвейера L=50 м Календарный срок службы Тк = 5 лет Ширина барабана В=650 мм Коэффициент использования в течении года Кг = 08 Коэффициент использования в течении суток Кс = 033 Определение ориентировочного передаточного отношения: общее передаточное отношение....

Русский

2013-11-12

1.21 MB

19 чел.

Федеральное агентство по образованию

Тверской государственный технический университет

Кафедра «Технической механики»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К курсовому проекту по деталям машин

На тему: «Разработка приводной станции ленточного конвейера»

Выполнил: студент группы   

                                                       Проверил:

Тверь, 2012 г.

Введение

Конвейерный транспорт — наиболее производительный вид непрерывного транспорта, характеризующийся централизованным автоматическим управлением, простотой обслуживания и малыми затратами на эксплуатацию. Конвейерное хозяйство современных горнорудных, предприятий включает в себя десятки различных ленточных конвейеров, общая протяженность которых достигает нескольких километров, а мощность привода одного конвейера — до 3750 кВт.

Все более широкое применение находят конвейерные линии для транспортирования грузов на значительные расстояния (10—20 км и более) при открытых способах добычи полезных ископаемых. Растет глубина, на которой ведутся горные работы, — на отдельных угольных разрезах она достигает 400 м и более. В связи с этим к ленточным конвейерам предъявляются новые повышенные требования — увеличение длины транспортирования, угла наклона, скорости, производительности, повышение надежности. Все большее значение приобретают прогрессивные технологии добычи и доставки горного сырья из карьеров. Широкое применение имеет циклично-поточная технология (ЦПТ) добычи ископаемых, которая включает в себя добычу и доставку полезного ископаемого автомобильным транспортом к месту предварительного дробления в карьере и последующее транспортирование конвейерным транспортом, например, к обогатительной фабрике.

Особую роль конвейерный транспорт приобретает в условиях внедрения прогрессивной технологии добычи и обогащения горного сырья, при которой используются средства разделения потока полезных ископаемых по отдельным компонентам с выделением пустой породы в начале технологической цепи, что способствует увеличению эффективности процесса получения полезных ископаемых.

Технико-экономические показатели работы предприятий горнорудных отраслей промышленности в значительной мере зависят от работоспособности ленточных конвейеров и их экономических показателей. Следовательно, проектирование имеет непосредственное влияние на технико-экономические показатели работы конвейерного хозяйства предприятий.

В связи с этим возрастает ответственность проектных организаций, проектирующих конвейерный транспорт обогатительных фабрик, карьеров, рудников и других предприятий горнорудных отраслей промышленности. Ленточные конвейеры общего назначения по ряду причин поставляются промышленностью отдельными частями: привод, роликоопоры, натяжные устройства и т. д. Таким образом, конвейер как транспортирующая машина создается в процессе расчета.

Общее устройство и область применения.

Ленточные конвейеры являются наиболее распространенным типом транспортирующих машин непрерывного действия во всех отраслях промышленности. Из более чем полумиллиона конвейерных установок, эксплуатирующихся в нашей стране, 90% составляют ленточные конвейеры. Они используются в горнодобывающей промышленности— для транспортирования руд полезных ископаемых и угля при открытой разработке, в металлургии — для подачи земли и топлива, на предприятиях с поточным производством — для транспортирования заготовок между рабочими местами и т', д.

С помощью установок, оснащенных ленточными конвейерами, можно транспортировать сыпучие грузы на весьма большие расстояния, превышающие 100 км. Однако чаще всего длина одиночных конвейеров не превышает 1—2 км.

Ленточные конвейеры отличаются высокой производительностью (до 30—40 тыс. т/ч), простотой конструкции, малой материалоемкостью, надежностью в работе и удобством в эксплуатации, относительно небольшим расходом энергии. Они могут иметь криволинейную трассу с поворотами в горизонтальной плоскости и с подъемами и спусками в вертикальной плоскости в зависимости от рельефа местности. Однако создание криволинейной трассы сопряжено с трудностями обеспечения надежного и стабильного положения ленты на криволинейном участке. Радиусы поворота ленты в горизонтальной плоскости зависят от конструкции конвейера, типа ленты и ее ширины и имеют широкий диапазон значений, до 600— 800 м.

Схемы ленточных конвейеров весьма разнообразны и определяются назначением конвейера.

Сравнительные технико-экономические исследования и опыт проектирования и эксплуатации ленточных конвейеров показывают, что для транспортирования массовых грузов с грузооборотом 5—25 млн. т/год на расстояние до 100 км применять ленточные конвейеры экономичнее, чем использовать железнодорожный или автомобильный транспорт. Достоинствами конвейерных лент являются их относительно малая масса, отсутствие быстроизнашивающихся шарниров, возможность перемещения грузов с большими скоростями. Срок службы конвейерных резинотканевых лент в зависимости от условий эксплуатации, характеристики транспортируемого груза, типа тканевого каркаса и времени одного оборота пробега ленты составляет 15—48 мес. Применение ленточных конвейеров ограничено диапазоном температур от -60 до 200° С. К недостаткам ленточных конвейеров следует также отнести пыление при транспортировании легких сыпучих грузов.

Площадь сечения груза на ленте конвейера  определяется шириной ленты В и углом естественного  откоса  на движущейся ленте. Для увеличения производительности  конвейера при той же скорости  и  ширине ленты опоры ленты конвейера конструируют так, чтобы под действием массы  ленты и массы груза, лежащего  на  ней, лента  принимала форму желоба, что увеличивает площадь А поперечного сечения груза.  Во  всех  случаях площадь   сечения пропорциональна   b2 , где b = 0,9В—0,05   м.    В зависимости   от   типа роликовых   опор формулы для определения производительности  ленточного конвейера различны.

При заданной производительности Q по этим же формулам можно определить размер b и по нему в соответствии с ГОСТ 20-76 подбирают ленту со стандартной шириной B. Минимально допустимую ширину ленты В проверяют по однородности груза и для рядового груза Вmin =2amax + 200 м, а для сортированного груза Вmin =3,3amax + 200 мм.

При перемещении штучных грузов ширину ленты выбирают так, чтобы на ленте остались с обеих сторон свободные поля шириной 50—100 мм.

Чтобы груз не сползал вниз вдоль ленты, необходимо угол наклона конвейера принимать на 10° меньше угла трения груза о полотно конвейера.

Обычно ленточные конвейеры имеют тяговый элемент 7 (рис.1) в виде бесконечной ленты, являющейся и несущим элементом конвейера, привод 13, приводящий в движение барабан 14, натяжное устройство 2 с барабаном 3, груз 1, роликовые опоры 6 на рабочей ветви ленты и 5 на холостой ветви ленты, отклоняющий барабан 8, загрузочное устройство 4 и разгрузочные устройства 9 и 10, разгрузочный желоб 11 и устройство 12 для очистки ленты. Все элементы конвейера смонтированы на раме.

Рис. 1. Принципиальная схема стационарного наклонно-горизонтального

ленточного конвейера.

Несущим и тяговым элементом ленточного конвейера общего назначения является бесконечно гибкая лента 9, опирающаяся верхней (рабочей) и нижней (холостой) ветвями на роликовые опоры 6, 17 и огибающая на концах конвейера приводной 10 и натяжной 2 барабаны. Движение передается ленте фрикционным способом от приводного барабана. Необходимое первоначальное натяжение на сбегающей ветви ленты создается натяжным барабаном при помощи натяжного устройства 1 грузового или винтового типа.

Сыпучий груз подается на ленту через загрузочную воронку 3, устанавливаемую обычно в начале конвейера у концевого барабана 2. Загрузка ленты может быть концевой или промежуточной, для чего используют передвижную разгрузочную тележку 7 или стационарные плужковые сбрасыватели. Направление потока сбрасываемого с барабана груза обеспечивается разгрузочной коробкой 8, имеющей одну или две воронки.

Для очистки рабочей стороны ленты от оставшихся частиц устанавливают вращающиеся щетки 11 (капроновые, резиновые) или неподвижный скребок. Для многих видов грузов установка очистительного устройства совершенно необходима, т.к прилипшие частицы образуют на роликах трудноудаляемую неровную корку и могут привести к неравномерному их вращению, вызывающее ускоренное изнашивание ленты. Хорошо очищает ленту вращающийся барабан с резиновыми спиральными скребками.

Для сбрасывания случайно попавших на внутреннюю поверхность нижней ветви ленты частиц перед натяжным барабаном рекомендуется установить дополнительно сбрасывающий скребок 16. Очистка ленты после приводного барабана необходима еще и потому, что прилипшие частицы, осыпаясь от встряхивания на каждой опоре нижней ветви, могут отбрасывать завалы из мелких частиц, усложняющие эксплуатацию конвейера.

Для центрирования хода обеих ветвей ленты и исключая ее смещение применяют различные центрирующие роликовые опоры 5.

Привод ленточного конвейера состоит из барабана, электродвигателя 14, редуктора 13 и соединяющих муфт 12. На поворотных участках ветвей трассы устанавливают роликовые батареи, создающие плавный перегиб ленты, или отклоняющие барабаны 4.

Все элементы монтируют на металлоконструкции 15, прикрепленной к фундаменту или к опорным частям здания. Металлоконструкция с приводом и разгрузочной коробкой называют приводной станцией. Часть конструкции с натяжным устройством и загрузочной воронкой составляют натяжную станцию. Между обеими станциями располагается средняя часть конвейера, которая выполнена из одинаковых линейных секций.

  1.  Синтез передаточного механизма

Исходные данные:

  1.  Потребная мощность на приводном барабане Р = 3,8 кВт
  2.  Частота вращения приводного вала nв = 30 об/мин
  3.  Диаметр приводного барабана  Dб=500 мм
  4.  Длина конвейера L=50 м
  5.  Календарный срок службы       Тк = 5 лет
  6.  Ширина барабана В=650 мм
  7.  Коэффициент использования в течении года Кг = 0,8
  8.  Коэффициент использования в течении суток Кс = 0,33
  9.  Определение ориентировочного передаточного отношения:

                      - общее передаточное отношение.

  1.  Циклограмма нагружения:

  1.   Цилиндрический двухступенчатый редуктор

Достоинства:

- достаточно большой КПД (~0,97%) на всех ступенях, что обеспечивает меньшую потребную мощность двигателя;

- имеют высокую нагрузочную способность, малые габариты;

- большая долговечность и надежность работы;

- обеспечение постоянства передаточного отношения.

Недостатки:

- повышенные требования к точности изготовления;

- шум при больших скоростях;

- высокая жесткость.

  1.   Цилиндрический двухступенчатый соосный редуктор

Достоинства:

- достаточно большой КПД (~0,97%) на всех ступенях, что обеспечивает меньшую потребную мощность двигателя;

- имеют высокую нагрузочную способность, малые габариты;

- большая долговечность и надежность работы;

- обеспечение постоянства передаточного отношения.

Недостатки:

- повышенные требования к точности изготовления;

- шум при больших скоростях;

- высокая жесткость.

  1.  Червячный одноступенчатый редуктор

Достоинства:

- возможность получения больших передаточных отношений в одной паре;

-возможность самоторможения;

- плавность и бесшумность работы.

Недостатки:

- сравнительно низкий КПД;

- склонность к заеданию;

- повышенный износ;

- необходимость применения дорогих антифрикционных материалов для производства.

1.4 Одноступенчатый цилиндрический редуктор с ременной передачей 

Достоинства:

- возможность передачи движения на большие расстояния до 15 метров и более;

- предохранение механизма от резких колебаний нагрузки (демпфирование);

- простота конструкции.

Недостатки:

- мощность передаточного механизма не превышает 50 кВт из-за ременной передачи;

- большие габариты;

- непостоянство передаточного отношения, вызываемое проскальзыванием ремня по шкиву;

- повышенная нагрузка на валы и их опоры из-за большого предварительного натяжения ремня;

- низкая долговечность ремня.

1. Кинематический и силовой расчет привода.

           Двухступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор

Исходные данные:

Потребная мощность на приводном барабане  Р = 3,8 кВт

Частота вращения приводного барабана nб= 30 об/мин

Диаметр приводного барабана D=500мм

Ширина барабана В=650мм

Длина конвейера  L=50м

Календарный срок службы  Тк = 5 лет

Коэффициент использования привода в течении года Кг = 0,8

Коэффициент использования привода в течении суток Кс = 0,33

1. Кинематический и силовой  расчёт привода

1.1 Подбор двигателя 

1.1.1 КПД отдельных ступеней привода и определение общего КПД приводной станции

ηзубчатого зацепления = 0,97

ηмуфт = ηопор = 0,99

Общий КПД:

ηобщий = ηзубчатого зацепления 2* ηмуфт2* ηопор = 0,97*0,97*0,99*0,99*0,99 = 0,913

1.1.2 Определение потребной мощности

, где

- мощность на приводном барабане (потребная мощность).

1.1.3 Выбор двигателя

По Pпд находим в справочнике подходящий двигатель:

Двигатели: АМУ132МА6 (PД1=4 кВт, Частота вращения = 980 об./мин.)

Перегрузка двигателя составляет 4.05%, что допустимо.

1.1.4 Уточнение передаточного отношения

Считаем  передаточное отношение механизма с двигателем АМУ132МА6

Далее,  разбиваем общее передаточное число на  две ступени:

Принимаем , тогда

1.2 Определение частот вращения валов привода и угловых скоростей валов.

- частота вращения быстроходного вала

- частота вращения промежуточного вала

- частота вращения тихоходного вала

Угловые скорости

- угловая скорость быстроходного вала

- угловая скорость промежуточного  вала

- угловая скорость тихоходного  вала

1.3 Определение мощностей на всех валах привода

P1 = Pпотр. = 4.162 кВт – мощность на быстроходном валу

P2 = P11*ηопор = 4.162*0.97*0.99 = 4 кВт - мощность на промежуточном валу

P3 = P2* η2*ηопор = 4*0.97*0.99= 3,8 кВт - мощность на тихоходном  валу

1.4 Определение расчётных крутящих моментов на валах привода

- расчётный момент на быстроходном валу.

- расчётный момент на промежуточном валу.

- расчётный момент на тихоходном валу.

Tmax = T*φ – максимальный момент; (φ=2-характеристика эл.двигателя);

Таблица 1.

Наименование вала

n, мин-1

T, Нм

Tmax, Нм

Быстроходный

980

40,57

81,14

Промежуточный

150

254,8

509,6

Тихоходный

30

1210,2

2420,4

1.5 Определение времени работы и количества циклов нагружений на каждой ступени циклограммы.

1.5.1 Определение машинного времени работы передач за весь срок службы

- календарный срок службы.

- коэффициент  использования механизма в течение года.

- коэффициент использования механизма в течение суток.

1.5.2 Определение количества циклов нагружения элементов передачи на всех ступенях циклограммы

, где

- частота вращения зубчатого колеса, для которого определяется  N на i ступени  циклограммы (для всех ступеней одинаково, так как скорость ленты постоянна)

LH =11563,2 ч

Nкр. = 1 сек.

Быстроходный вал:

Промежуточный вал:

Тихоходный вал:

Таблица 2.

Количество циклов

нагружения

1-ая Ступень

2-ая Ступень

Шестерня

Колесо

Шестерня

Колесо

При максимальной нагрузке

3147,76

481,8

481,8

96,36

На 1-ой ступени циклограммы

6,8*108

1,04*108

1,04*108

2,1*107

Суммарное

6,8*108

1,04*108

1,04*108

2,1*107

 

2 Определение допускаемых напряжений

(Для первой ступени)

2.1 Определение допускаемых напряжений при расчёте на контактную выносливость.

Исходные данные:

- расчётный крутящий момент на валу шестерни

- передаточное отношение рассчитываемой передачи

Материал шестерни:

В качестве материала шестерни принимаем Сталь 20Х после термообработки: 1. Цементация; 2.Закалка ТВЧ , что повышает твердость до HB = 56-63 HRC и σТ=650МПА

Материал колеса:

В качестве материала колеса принимаем Сталь 20Х после термообработки: 1. Цементация; 2.Закалка ТВЧ , что повышает твердость до HB = 56-63 HRC и σТ=650МПА

Для Стали 20Х с цементацией и закалкой ТВЧ:

HB = 56-63 HRC

  [6, табл.8]

SH=1,2 – коэффициент безопасности для зубчатых колес с цементацией зубьев. [6, табл.5]

ZR=1 – коэффициент, учитывающий шероховатость активных поверхностей зубьев в случае, если принять 7 класс шероховатости и выше; [6, табл.7]

нlimb=23HRCp=23*59,5=1368,5Мпа – длительный предел контактной выносливости при знакопостоянном отнулевом цикле изменения напряжений.

- расчетная твердость

Базовое число циклов нагружений контактной выносливости:

Nно=30*HBp2,4=1,1*108, [6, стр. 51] ,

где HBP – расчётная твёрдость рабочих поверхностей зубьев;

Nно1=Nно2=Nно

NЕH=N*KEH – эквивалентное число циклов нагружений при заданной переменной нагрузке:

NЕHш=Nш=680*106

NЕHк=Nк=104*106

KEH=1– коэффициент приведения нагрузки к постоянной, эквивалентной по усталостному контактному разрушению(т.к. нагрузка постоянная, то коэффициент равен 1).


КHL – коэффициент долговечности при расчёте на контактную выносливость

- допускаемое напряжение  для шестерни при расчёте на контактную выносливость

- допускаемое напряжение для колеса при расчёте на контактную выносливость.

Слабым элементом с позиции контактной выносливости является шестерня, имеющая меньшие допускаемые напряжения. Все дальнейшие расчёты будем вести по ней.

2.2 Определение допускаемых напряжений при расчёте на изгибную выносливость

- длительный предел контактной выносливости при знакопостоянной нагрузке на зуб для цементируемых сталей; [6, табл.5]

- коэффициент безопасности для цементованных сталей; [6, табл.5]

, т.к.  - коэффициент долговечности при расчёте на изгибную выносливость;

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зуб при работе зуба одной стороной (в данном случае нагружение одностороннее);

- коэффициент, учитывающий масштабный фактор, принят в предположении, что диаметр колеса da<400мм, модуль m<10мм. [6, табл.7]

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности; принимаем чистовое шлифование переходной поверхности по [6, табл.7];

- коэффициент, учитывающий механическое упрочнение (в данном случае механическое упрочнение отсутствует);

KEF=1– коэффициент приведения переменной нагрузки к постоянной, эквивалентной по усталостному изгибному разрушению(т.к. нагрузка постоянная, то коэффициент равен 1). Следовательно: NEF1=NEH1; NEF2=NEH2;

2.3 Определение предельных допускаемых изгибных и контактных  напряжений при расчёте на статическую прочность при кратковременных перегрузках

- предельно допустимые контактные напряжения для зубьев с цементацией

- предельно допустимые изгибные напряжения для зубьев с цементацией

(Для второй ступени)

2.4 Определение допускаемых напряжений при расчёте на контактную выносливость.

Исходные данные:

- расчётный крутящий момент на валу шестерни

- передаточное отношение рассчитываемой передачи

Материал шестерни:

В качестве материала шестерни принимаем Сталь 20Х после термообработки: 1. Цементация; 2.Закалка ТВЧ , что повышает твердость до HB = 56-63 HRC и σТ=650МПА

Материал колеса:

В качестве материала колеса принимаем Сталь 20Х после термообработки: 1. Цементация; 2.Закалка ТВЧ , что повышает твердость до HB = 56-63 HRC и σТ=650МПА

Для Стали 20Х с цементацией и закалкой ТВЧ:

HB = 56-63 HRC

  [6, табл.8]

SH=1,2 – коэффициент безопасности для зубчатых колес с цементацией зубьев. [6, табл.5]

ZR=1 – коэффициент, учитывающий шероховатость активных поверхностей зубьев в случае, если принять 7 класс шероховатости и выше; [6, табл.7]

нlimb=23HRCp=23*59,5=1368,5Мпа – длительный предел контактной выносливости при знакопостоянном отнулевом цикле изменения напряжений.

- расчетная твердость

Базовое число циклов нагружений контактной выносливости:

Nно=30*HBp2,4=1,1*108, [6, стр. 51] ,

где HBP – расчётная твёрдость рабочих поверхностей зубьев;

Nно1=Nно2=Nно

NЕH=N*KEH – эквивалентное число циклов нагружений при заданной переменной нагрузке:

NЕHш=Nш=104*106

NЕHк=Nк=21*106

KEH=1– коэффициент приведения нагрузки к постоянной, эквивалентной по усталостному контактному разрушению(т.к. нагрузка постоянная, то коэффициент равен 1).


КHL – коэффициент долговечности при расчёте на контактную выносливость

- допускаемое напряжение  для шестерни при расчёте на контактную выносливость

- допускаемое напряжение для колеса при расчёте на контактную выносливость.

Слабым элементом с позиции контактной выносливости является шестерня, имеющая меньшие допускаемые напряжения. Все дальнейшие расчёты будем вести по ней.

2.5 Определение допускаемых напряжений при расчёте на изгибную выносливость

- длительный предел контактной выносливости при знакопостоянной нагрузке на зуб для цементируемых сталей; [6, табл.5]

- коэффициент безопасности для цементованных сталей; [6, табл.5]

, т.к.  - коэффициент долговечности при расчёте на изгибную выносливость;

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зуб при работе зуба одной стороной (в данном случае нагружение одностороннее);

- коэффициент, учитывающий масштабный фактор, принят в предположении, что диаметр колеса da<400мм, модуль m<10мм. [6, табл.7]

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности; принимаем чистовое шлифование переходной поверхности по [6, табл.7];

- коэффициент, учитывающий механическое упрочнение (в данном случае механическое упрочнение отсутствует);

KEF=1– коэффициент приведения переменной нагрузки к постоянной, эквивалентной по усталостному изгибному разрушению(т.к. нагрузка постоянная, то коэффициент равен 1). Следовательно: NEF1=NEH1; NEF2=NEH2;

2.6 Определение предельных допускаемых изгибных и контактных  напряжений при расчёте на статическую прочность при кратковременных перегрузках

- предельно допустимые контактные напряжения для зубьев с цементацией

- предельно допустимые изгибные напряжения для зубьев с цементацией

Таблица 3.

Допускаемые

напряжения

Первая ступень

Вторая ступень

Шестерня

Колесо

Шестерня

Колесо

H]

1140

1152

1152

1505,35

F]

440

440

440

440

H]max

2380

2380

2380

2380

3. Определение геометрических параметров зацепления и проверка расчётов

(Для первой ступени)

3.1 Определение предварительных значений основных геометрических

параметров из условия контактной выносливости контактной поверхности зубьев

3.1.1 Определение предварительного значения диаметра делительной окружности шестерни

,  - значение предварительного диаметра делительной окружности шестерни, где:

- вспомогательный коэффициент для прямозубых передач при окружной скорости менее 2 м/с; [2 стр.135]

- расчётный крутящий момент на валу шестерни

- коэффициент ширины шестерни относительно диаметра; - предварительное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий при расчёте на контактную выносливость  в случае неприрабатывающихся зубчатых колёс при и симметричном расположении зубчатых колёс относительно опор; [2 рис. 8,15]

- предварительное значение коэффициента динамичности нагрузки для тихоходной ступени; [2 табл. 8,3]

[σH] = 1140 МПа – допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную выносливость;

i=6,534передаточное отношение ступени;

3.1.2 Определение предварительного значения межосевого расстояния

мм - значение предварительного межосевого расстояния

3.1.3 Уточнение коэффициента неравномерности распределения нагрузки

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки

3.1.4 Уточнение коэффициента динамичности нагрузки

- коэффициент динамичности нагрузки

-  удельная динамическая окружная сила при расчёте на контактную выносливость, где:

- окружная скорость в зацеплении

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зуба при H1 и H2 > HB 350 для прямозубых колёс при отсутствии модификации головки зуба; [6 табл. 11]

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев  шестерни и колеса в предположении, что модуль передачи m<3.5мм и для передачи 8 степени точности; [6 табл. 12]

- удельная расчётная окружная сила без учёта динамической нагрузки, возникающей в зацеплении

3.1.5 Уточнение величины межосевого расстояния

Округляем значение межосевого расстояния и окончательно принимаем

3.2 Определение основных геометрических параметров передачи и уточнение её передаточного отношения  

3.2.1 Определение ширины зубчатого венца колеса и шестерни

- ширина зубчатого венца колеса

- ширина зубчатого венца шестерни

3.2.2 Определение модуля зацепления из условия равнопрочности зубьев на контактную и изгибную выносливость

Найденный модуль m=1,31 округлим до стандартного значения m=1,5 по первому ряду( в большую сторону);

3.2.3 Определение чисел зубьев шестерни и колеса

- суммарное число зубьев

-  число зубьев шестерни

- число зубьев колеса

3.2.4 Уточнение передаточного отношения

- уточнённое передаточное отношение

Допускаемый результат [] = ±, следовательно полученный результат удовлетворяет требованию.

3.2.5 Определение диаметров делительных окружностей

- диаметр делительной окружности шестерни

- диаметр делительной окружности колеса

3.2.6 Проверка межосевого расстояния

- межосевое расстояние

3.2.7 Определение диаметров  окружностей вершин зубьев

- диаметр окружности вершин зубьев шестерни

- диаметр окружности вершин зубьев колеса

3.2.8 Определение диаметров окружностей впадин 

- диаметр окружности впадин шестерни

- диаметр окружности впадин колеса

3.3 Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик материала зубчатых колёс при химико-термической обработке заготовок

Условие обеспечения принятых механических характеристик материала имеет вид

, где S – определяющий размер заготовки.

- максимально-допустимый размер, обеспечивающий требуемые механические характеристики материала.

Определяющие размеры для шестерни и колеса показаны на рисунке.

Как следует из рисунка

Таким образом, условие обеспечения принятых механических характеристик материала выполняется.

3.4 Проверка контактной выносливости активных поверхностей зубьев

Контактные напряжения образуются в месте соприкосновения двух тел в тех случаях, когда размеры площадки касания малы по сравнению с размерами тел.

При расчете контактных напряжений различают два характерных случая:

  •  Первоначальных контакт в точке;
  •  Первоначальных контакт по линии.

На (рис.1) изображен пример сжатия двух цилиндров с параллельными осями. До приложения удельной нагрузки q цилиндры соприкасаются по линии. Под нагрузкой линейный контакт переходит в контакт по узкой площадке. При этом точки максимально нормальных напряжений н располагается на продольной оси симметрии контактной площадки

Рис. 2. Контакт зубьев.

Значение этих напряжений вычисляется по формуле:

  - Формула Герца, где

 

Е1 и Е2 – модуль упругости контактирующих тел;

пр – приведенный радиус кривизны контактирующих тел.

        ( для внешнего зацепления ;

          для внутреннего зацепления  )

l  l - суммарная длина линии контакта с учетом перекрытия;   l  bw – ширина зубчатого колеса;

Fn – сила взаимодействия.

,  где

- коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев для прямозубых колёс, нарезаемых без смещения режущего инструмента и при угле зацепления, равном 20о

- коэффициент, учитывающий свойства материалов для стальных зубчатых колёс

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для прямозубых передач

- удельная расчётная окружная сила при расчёте на контактную выносливость

- диаметр шестерни

- уточнённое передаточное отношение

Таким образом, получим недогрузку в пределах нормы, значит контактная выносливость проектируемой передачи обеспечена. Погрешность вызвана округлениями расчетов.

3.5 Проверка изгибной выносливости активных поверхностей зубьев

 Рис.3.Расчетная модель к расчету на изгибную выносливость.

1.Вся нагрузка зацепления передается одной парой зубьев и приложена к вершине зуба.

2.Зуб рассматриваем как консольную балку, для которой справедливы гипотеза плоских сечений или методы сопротивления материалов.

3.Переносим силу Fn по линии действия на ось симметрии зуба и раскладываем на составляющие Fr и Ft .При этом пренебрегаем изменением плеча от силы Ft и моментом от внецентренного приложения составляющей Fr.

Проверку зубьев на изгибную выносливость будем производить по наиболее слабому элементу зубчатой пары. Менее прочный элемент определяется меньшим значением соотношения . В проектируемой передаче:

- коэффициент формы зуба шестерни при коэффициенте смещения режущего инструмента Х=0 и Zш=21; [1 табл. 2,8]

- коэффициент формы зуба колеса при коэффициенте смещения режущего инструмента Х=0 и Zк=139; [1 табл. 2,8]

Понятно, что при  отношение будет минимальным и, следовательно, менее прочным элементом зубчатого зацепления будет шестерня.

, где

- удельная окружная сила при расчёте на изгибную выносливость, Н/мм (см. ниже)

- коэффициент формы зуба шестерни при коэффициенте смещения режущего инструмента Х=0 и Zш=21.

- коэффициент, учитывающий наклон зуба при использовании прямозубой передачи.

- коэффициент, перекрытия зубьев для прямозубой передачи.

- удельная окружная сила при расчёте на изгибную выносливость, где:

- расчётная окружная сила при расчёте на контактную выносливость.

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий при расчёте на изгибную выносливость в случае неприрабатывающихся  зубчатых колёс при и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор. [6 рис. 20б]

- коэффициент динамичности нагрузки при расчёте на изгибную выносливость.

Значение удельной окружной силы при расчёте на изгибную выносливость определим по следующей формуле:

, где

для прямых зубьев без модификации головки; [6 табл. 11]

- (см. выше)

- (см. выше)

Таким образом получим:

,

3.6 Проверка прочности зубчатой передачи при действии максимальной нагрузки

3.6.1 Проверка по контактным напряжениям на активных поверхностях зубьев

, где

- контактные напряжения при расчётном моменте

- максимальный крутящий момент на шестерне, где =2 - коэффициент перегрузки.

, значит прочность активных поверхностей зубьев при максимальном моменте на шестерне обеспечена.

3.6.2 Проверка по изгибным напряжениям на активных поверхностях зубьев

- изгибные напряжения при расчётном моменте.

, следовательно, изгибная выносливость обеспечена.

(Для второй ступени)

3.7 Определение предварительных значений основных геометрических параметров из условия контактной выносливости контактной поверхности зубьев

3.7.1 Определение предварительного значения диаметра делительной окружности шестерни

,  - значение предварительного диаметра делительной окружности шестерни, где:

- вспомогательный коэффициент для прямозубых передач при окружной скорости менее 2 м/с; [2 стр.135]

- расчётный крутящий момент на валу шестерни

- коэффициент ширины шестерни относительно диаметра; - предварительное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий при расчёте на контактную выносливость  в случае неприрабатывающихся зубчатых колёс при и симметричном расположении зубчатых колёс относительно опор; [2 рис. 8,15]

- предварительное значение коэффициента динамичности нагрузки для тихоходной ступени; [2 табл. 8,3]

[σH] = 1140 МПа – допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную выносливость;

i=5передаточное отношение ступени;

3.7.2 Определение предварительного значения межосевого расстояния

мм - значение предварительного межосевого расстояния

3.7.3 Уточнение коэффициента неравномерности распределения нагрузки

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки

3.7.4 Уточнение коэффициента динамичности нагрузки

- коэффициент динамичности нагрузки

-  удельная динамическая окружная сила при расчёте на контактную выносливость, где:

- окружная скорость в зацеплении

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зуба при H1 и H2 > HB 350 для прямозубых колёс при отсутствии модификации головки зуба; [6 табл. 11]

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев  шестерни и колеса в предположении, что модуль передачи m<3.5мм и для передачи 8 степени точности; [6 табл. 12]

- удельная расчётная окружная сила без учёта динамической нагрузки, возникающей в зацеплении

3.7.5 Уточнение величины межосевого расстояния

Округляем значение межосевого расстояния и окончательно принимаем

3.8 Определение основных геометрических параметров передачи и уточнение её передаточного отношения  

3.2.1 Определение ширины зубчатого венца колеса и шестерни

- ширина зубчатого венца колеса

- ширина зубчатого венца шестерни

3.8.2 Определение модуля зацепления из условия равнопрочности зубьев на контактную и изгибную выносливость

Найденный модуль m=2.36 округлим до стандартного значения m=2.5 по первому ряду( в большую сторону);

3.8.3 Определение чисел зубьев шестерни и колеса

- суммарное число зубьев

-  число зубьев шестерни

- число зубьев колеса

3.8.4 Уточнение передаточного отношения

- уточнённое передаточное отношение

Допускаемый результат [] = ±, следовательно полученный результат удовлетворяет требованию.

3.8.5 Определение диаметров делительных окружностей

- диаметр делительной окружности шестерни

- диаметр делительной окружности колеса

3.8.6 Проверка межосевого расстояния

- межосевое расстояние

3.8.7 Определение диаметров  окружностей вершин зубьев

- диаметр окружности вершин зубьев шестерни

- диаметр окружности вершин зубьев колеса

3.8.8 Определение диаметров окружностей впадин

- диаметр окружности впадин шестерни

- диаметр окружности впадин колеса

3.9 Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик материала зубчатых колёс при химико-термической обработке заготовок

Условие обеспечения принятых механических характеристик материала имеет вид

, где S – определяющий размер заготовки.

- максимально-допустимый размер, обеспечивающий требуемые механические характеристики материала.

Определяющие размеры для шестерни и колеса показаны на рисунке.

Как следует из рисунка

Таким образом, условие обеспечения принятых механических характеристик материала выполняется.

3.10 Проверка контактной выносливости активных поверхностей зубьев

Контактные напряжения образуются в месте соприкосновения двух тел в тех случаях, когда размеры площадки касания малы по сравнению с размерами тел.

При расчете контактных напряжений различают два характерных случая:

  •  Первоначальных контакт в точке;
  •  Первоначальных контакт по линии.

На (рис.1) изображен пример сжатия двух цилиндров с параллельными осями. До приложения удельной нагрузки q цилиндры соприкасаются по линии. Под нагрузкой линейный контакт переходит в контакт по узкой площадке. При этом точки максимально нормальных напряжений н располагается на продольной оси симметрии контактной площадки

Рис. 2. Контакт зубьев.

Значение этих напряжений вычисляется по формуле:

  - Формула Герца, где

 

Е1 и Е2 – модуль упругости контактирующих тел;

пр – приведенный радиус кривизны контактирующих тел.

        ( для внешнего зацепления ;

          для внутреннего зацепления  )

l  l - суммарная длина линии контакта с учетом перекрытия;   l  bw – ширина зубчатого колеса;

Fn – сила взаимодействия.

,  где

- коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев для прямозубых колёс, нарезаемых без смещения режущего инструмента и при угле зацепления, равном 20о

- коэффициент, учитывающий свойства материалов для стальных зубчатых колёс

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для прямозубых передач

- удельная расчётная окружная сила при расчёте на контактную выносливость

- диаметр шестерни

- уточнённое передаточное отношение

<

Таким образом, получим недогрузку в пределах нормы, значит контактная выносливость проектируемой передачи обеспечена. Погрешность вызвана округлениями расчетов.

3.11 Проверка изгибной выносливости активных поверхностей зубьев

 

Рис.3.Расчетная модель к расчету на изгибную выносливость.

1.Вся нагрузка зацепления передается одной парой зубьев и приложена к вершине зуба.

2.Зуб рассматриваем как консольную балку, для которой справедливы гипотеза плоских сечений или методы сопротивления материалов.

3.Переносим силу Fn по линии действия на ось симметрии зуба и раскладываем на составляющие Fr и Ft .При этом пренебрегаем изменением плеча от силы Ft и моментом от внецентренного приложения составляющей Fr.

Проверку зубьев на изгибную выносливость будем производить по наиболее слабому элементу зубчатой пары. Менее прочный элемент определяется меньшим значением соотношения . В проектируемой передаче:

- коэффициент формы зуба шестерни при коэффициенте смещения режущего инструмента Х=0 и Zш=24; [1 табл. 2,8]

- коэффициент формы зуба колеса при коэффициенте смещения режущего инструмента Х=0 и Zк=120; [1 табл. 2,8]

Понятно, что при  отношение будет минимальным и, следовательно, менее прочным элементом зубчатого зацепления будет шестерня.

, где

- удельная окружная сила при расчёте на изгибную выносливость, Н/мм (см. ниже)

- коэффициент формы зуба шестерни при коэффициенте смещения режущего инструмента Х=0 и Zш=24.

- коэффициент, учитывающий наклон зуба при использовании прямозубой передачи.

- коэффициент, перекрытия зубьев для прямозубой передачи.

- удельная окружная сила при расчёте на изгибную выносливость, где:

- расчётная окружная сила при расчёте на контактную выносливость.

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий при расчёте на изгибную выносливость в случае неприрабатывающихся  зубчатых колёс при и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор. [6 рис. 20б]

- коэффициент динамичности нагрузки при расчёте на изгибную выносливость.

Значение удельной окружной силы при расчёте на изгибную выносливость определим по следующей формуле:

, где

для прямых зубьев без модификации головки; [6 табл. 11]

- (см. выше)

- (см. выше)

Таким образом получим:

,

Получим перегрузку в 2.9%, что допустимо. Значит изгибная выносливость проектируемой передачи обеспечена. Погрешность вызвана округлениями расчетов.

3.12 Проверка прочности зубчатой передачи при действии максимальной нагрузки

3.12.1 Проверка по контактным напряжениям на активных поверхностях зубьев

, где

- контактные напряжения при расчётном моменте

- максимальный крутящий момент на шестерне, где =2 - коэффициент перегрузки.

, значит прочность активных поверхностей зубьев при максимальном моменте на шестерне обеспечена.

3.12.2 Проверка по изгибным напряжениям на активных поверхностях зубьев

- изгибные напряжения при расчётном моменте.

, следовательно, изгибная выносливость обеспечена.

Рассчитанная передача удовлетворяет всем условиям усталостной и статической прочности

3.13 Определение составляющих силы давления зуба на зуб (для первой ступени).

Определению составляющих предшествует составление расчетной схемы.

Рис.4.Расчетная схема к определению составляющих силы давления зуба на зуб.

На рис.4. Fn – нормальная сила, направленная по линии зацепления как общей нормали к рабочим поверхностям зубьев. Силы, действующие в зацеплении, принято прикладывать в полюсе зацепления. При этом силу Fn переносят в полюс и раскладывают на окружную Ft и радиальную Fr.Силу Fr 

направляют по радиусу к центру, а Ft так , чтобы уравновесить момент на валу(движущий или сопротивления).

 

3.13.1 Окружная составляющая.

 

3.13.2 Радиальная составляющая.

3.14 Определение составляющих силы давления зуба на зуб (для второй ступени).

 3.14.1 Окружная составляющая.

 

3.14.2 Радиальная составляющая.

4 Определение предварительных геометрических параметров валов, зубчатых колес и элементов корпуса.

4.1 Определение параметров валов и описание технологии изготовления (одного из валов):

Быстроходный вал:

Диаметр выходного конца вала:

 

Принимаем равным 32 мм.

Диаметр и длина ступени под установку уплотнений:

Диаметр и длина ступени под установку подшипника:

Диаметр и длина ступени для упора подшипника:

Шестерня на быстроходном валу принимаем выполненными заодно с валом, т.к.её диаметр превышает диаметр вала меньше чем в 2.5 раза.

  

Диаметр и длина ступени под нарезку шестерни:

Диаметр ступени под установку подшипника:

Технология изготовления быстроходного вала:

  1.  Вал изготавливаем из круглого проката.
  2.  На отрезном станке получаем заготовку необходимой длины.
  3.  Сверлим  на токарном станке центровые отверстия на торцах вала.
  4.  Устанавливаем вал в центрах на токарном станке.
  5.  Получаем цилиндрические ступени, снимаем необходимые фаски.
  6.  Устанавливаем вал на зубофрезерном станке и нарезаем зубья шестерни.
  7.  Получаем шпоночный паз для фиксации полумуфты.
  8.  На шлифовальном станке обрабатываем поверхности для посадки внутренних колец подшипников качения.

Промежуточный вал:

Диаметр ступени под установку подшипника:

Диаметр и длина ступени для установки зубчатого колеса:

Шестерню на промежуточном валу принимаем выполненной заодно с валом, т.к.её диаметр превышает диаметр вала меньше чем в 2.5 раза.

  

Диаметр и длина ступени под нарезку шестерни:

Диаметр и длина ступени для упора подшипника:

Тихоходный вал:

Диаметр выходного конца вала:

Диаметр ступени под установку подшипника:

Диаметр и длина ступени для упора подшипника:

                  

Диаметр и длина ступени для установки зубчатого колеса:

Диаметр и длина ступени под установку уплотнений и подшипника:

Диаметр и длина выходного конца вала:

4.2 Определение параметров зубчатого колеса и описание технологии его изготовления:

Для зубчатого колеса первой ступени:

Технология изготовления зубчатого колеса:

  1.  В качестве заготовки для шестерни берем штампованную заготовку.
  2.  На сверлильном станке сверлим посадочное отверстие.
  3.  На токарном станке обрабатываем основные базовые поверхности, в качестве которых выбираем один из торцев ступицы зубчатого колеса.
  4.  Базируя по этому торцу, обрабатываем отверстие под вал и второй торец ступицы.
  5.  Производим протяжку шпоночного паза протяжкой.
  6.  Базируя по основному торцу и обработанному отверстию , производим необходимую обработку по контуру, устанавливая заготовку на специальной шпоночной оправке.
  7.  Далее на зубофрезерном станке нарезаем зубья (базой для установки служит посадочное отверстие под вал).

Для зубчатого колеса второй ступени:

4.3 Расчет элементов корпуса.

Толщина стенки корпуса

мм  - примем 8мм

толщина стенки крышки

δ1=0,9 δ=8*0,9=7,2мм –примем тоже равной 8мм

для фланцев толщина

S=1.5 δ=1.5*8=12мм

S1=1.5 δ1=1.5*8=12мм

Диаметр болтов

d=мм – принимаем по ГОСТ 7805-70 болт с резьбой М14

ширину фланца примем К=28мм

расстояние от края до центра отверстия

С=0.5К=0.5*28=14мм

Шаг расположения центров болтов по периметру

B=(10..15)C=(10..15)14=140…210мм

Толщина лапы

δл=2.35 δ=2.35*8=18.8мм -примем =20мм

Технология изготовления и порядок сборки корпуса редуктора.

  1.  Получаем отливкой корпус и крышку.
  2.  Обрабатываем контактирующие поверхности фланцев крышки и корпуса.
  3.  Сверлим отверстия на корпусе под центровочные штифты, далее отмечаем и просверливаем отверстия на крышке.
  4.  Забиваем штифты в корпус и устанавливаем крышку при помощи этих штифтов, далее стягиваем крышку и корпус при помощи струбцин.
  5.  Сверлим отверстия в крышке и корпусе под крепежные болты (т.к. диаметр отверстий больше 10 мм, то они были предварительно получены при отливке корпуса и крышки), нарезаем резьбу.
  6.  Собираем корпус редуктора при помощи болтов и устанавливаем его на фрезерном станке, далее за один установ получаем посадочные отверстия под подшипники.
  7.  Торцевой фрезой обрабатываем поверхности, контактирующие с крышками подшипников.
  8.  Сверлим отверстия под болты для крепления крышек подшипников и нарезаем в них резьбу.
  9.  Обрабатываем отверстие под масляный щуп.
  10.  Обрабатываем поверхности для установки крышек для залива и слива масла, а также для контроля состояния зубьев передачи.
  11.  Обрабатываем поверхности, контактирующие с рамой, к которой крепится корпус редуктора.
  12.  Обрабатываем отверстия под болты для крепления  корпуса к раме.  

5. Расчет тихоходного вала.

      5.1 Проверочный расчет тихоходного вала

Выбор расчетной схемы и определение расчетных нагрузок

Тихоходный вал редуктора, для расчетов нагрузок необходимо представить в виде расчетной схемы. При переходе от конструкции к расчетной схеме производим схематизацию нагрузок, опор и формы вала. Вследствие такой схематизации расчет валов становиться приближенным.

Действительные нагрузки не являются сосредоточенными, они распределены по длине шестерни, ширине подшипника и так далее. Расчетные нагрузки рассматривают обычно как сосредоточенные. В данном случае вал нагружен силами Ft и Fr, действующими в полюсе зацепления, и крутящим моментом Т на полумуфте.

Найдем величины сил Ft, Fr и Fм:

При максимальных нагрузках:

        

Определение силы возникающей в муфте:

- в силу неточностей.

При максимальных нагрузках:

Размеры l1, l2, l3, l и c определяем по чертежу:

5.2 Построение эпюры изгибающего момента в горизонтальной плоскости

Определение реакций опор

Проверка:

- верно

При максимальных нагрузках уравнения аналогичны:

5.3 Построение эпюры изгибающего момента в вертикальной плоскости

Определение реакций опор

Проверка:

- верно

При максимальных нагрузках уравнения аналогичны:

5.4 Определение опасного сечения

По эпюрам изгибающих моментов определяем опасное сечение. Очевидно, что сечение I-I – самое опасное сечение. Определяем изгибающий момент этого сечения.

Последующий расчет будем вести по этому сечению.

5.5 Проверочный расчёт валов на усталостную прочность опасных сечений:

Расчёт проводят по коэффициенту запаса

 -  коэффициент запаса, где и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

;

, где

- пределы выносливости материала при изгибе и кручении;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

- коэффициенты, учитывающие чувствительность материала к асимметрии;

КL=1

Кконстр=1

σм <<σa  - В расчете можно пренебречь

ψв=0,15;

ψτ=0,1; - для легированных сталей

- осевой момент инерции. Равен корню из суммы квадратов осевых моментов в горизонтальной и вертикально плоскостях соответственно.

Итоговые подсчёты:

Условие выполняется.

5.6 Проверочный расчёт валов на статическую прочность опасных сечений:

При совместном действии нормальных  и касательных напряжений запас прочности по пределу текучести определяют по формуле:

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям определяют:

Допустимое значение коэффициента запаса прочности при расчетах по пределу текучести для стальных валов – [S]=1,3-2,0.

Условие выполняется.

6. Расчет подшипников

Расчет подшипников обычно производят по критерию динамической грузоподъемности С и статической грузоподъемности С0, а подшипников, вращающихся с частотой вращения менее 1мин-1, только по критерию грузоподъемности С0. 

6.1 Проверочный расчет приведенной нагрузки

Приведенную нагрузку для любой ступени нагружения можно определить по формуле:

Fr и Fa – радиальная и осевая нагрузка на подшипник. Температурный коэффициент Кт = 1 при рабочей температуре подшипника θ < 105оС. Коэффициент безопасности Кб назначают в зависимости от условий работы опорного узла. Для подшипников механических передач при курсовом проектировании обычно принимают Кб = 1,5. Коэффициент вращения для шариковых радиальных однорядных подшипников - V = 1.

Коэффициенты радиальной и осевой нагрузок Х и Y определяют в зависимости от типа подшипника и соотношения нагрузок Fr и Fa.

Для радиальных подшипников, нагруженных только радиальной силой (Fa =0); Х = 1;  Y = 0;

 

6.2 Расчет динамической грузоподъемности

Требуемая динамическая грузоподъемность определяется по формуле:

Так как , то предварительно принятый подшипник подходит.

6.3 Определение базовой долговечности 

Производиться по формуле:

Так как базовая долговечность больше требуемой , то подшипник пригоден.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

20310. Театр эпохи Просвещения 920 KB
  Театр эпохи Просвещения. Западноевропейский театр в эпоху Просвещения Театр от греч. Родовое понятие театра подразделяется на виды театрального искусства: драматический театр оперный балетный театр пантомимы и т. Происхождение термина связано с древнегреческим античным театром где именно так назывались места в зрительном зале от греческого глагола теаомай – смотрю .
20311. Сценические эффекты в театре XIX века 55.5 KB
  Кроме этого появление электрических двигателей послужило мощным толчком для развития механического оборудования сцены. Классические люкипровалы превратились в подъемноопускные площадки и лифтовые сцены греческие выкатные площадки эккиклемы в платформы вывозящие в пределы игровой зоны целые декорационные комплексы небольшие круглые вращающиеся площадки времен театра Возрождения и барокко в различные системы поворотных кругов примитивные веревочные ручные подъемы в механизированные и немеханизированные штанкетные подъемы. Ответы на эти...
20312. Древнерусское искусство: архитектура, иконопись, литература, театр 242 KB
  С образованием государственности и принятием христианства из Византии на Русь пришли новые для нее виды монументальной живописи мозаика и фреска а также станковая живопись иконопись. Византия познакомила русских художников с новой для них техникой живописи дала им иконографический канон неизменность которого строго оберегалась церковью. Это в известной степени сковывало художественное творчество и предопределяло более длительное и устойчивое византийское влияние в живописи нежели в архитектуре. Самые ранние из сохранившихся...
20313. Театр эпохи Романтизма 174 KB
  Театр в эпоху романтизма 27 марта Международный день театра. Во Франции где были сильны традиции классицизма формирование сценического романтизма длилось дольше протекало в острой борьбе с классицизмом. В 1827 было опубликовано предисловие Гюго к его драме Кромвель теоретический манифест романтизма.
20314. Роль фактурной обработки декораций в создании зримого образа спектакля 54.5 KB
  Фактурная обработка декораций занимает одно из ведущих мест в производстве оформления для сцены. Художественное качество исполняемых декораций находится в прямой зависимости от правильно выбранного способа обработки технологии изготовления фактур. Режиссер должен быть знаком с основным технологическим процессом изготовления декораций материалами и инструментами приспособлениями для изготовления бутафории влияющими на качественные характеристики стилевой целостности всего зрелища.
20315. СЦЕНОГРАФИЯ (художественно-декорационное оформление) 121.5 KB
  Вследствие того что образный строй сценографии основывается на зрительном восприятии в конкретном произведении он выражается через определенный материал обладающий параметрами пространства. Развитие простых видов искусства в которых доминирует отдельный вид пространственного вида материала является для сценографии своеобразным лабораторным экспериментом в результате которого проверяется одна из его граней. Дать представление о видах способах и средствах выразительности сценографии о технических возможностях сцены и сценического...
20316. Акимов Н.П. как режиссер и художник 202.5 KB
  Николай Акимов Дата рождения: 16 апреля 1901 Место рождения: город Харьков Дата смерти: 6 сентября 1968 67 лет Место смерти: Москва Гражданство: Российская империя СССР Жанр: театральный режиссёр театральный педагог Награды: Никола́й Па́влович Аки́мов 1901 1968 советский живописец и книжный график театральный художник режиссёр и педагог с 1935по 1949 и с 1956 до конца жизни возглавлявший Ленинградский театр Комедии Народный артист РСФСР Народный артист СССР1960[1].1 Театр им.2 Новый театр Ленинградский театр им.3 Ленинградский...
20317. Европейская культура средневековья: философия, архитектура, литература, театр, музыка 107.5 KB
  Содержание: Введение Особенности культуры западноевропейского Средневековья Аспекты интеллектуальной и художественной культуры западноевропейского Средневековья: Философия Литература Театр и драматургия Музыка Архитектура и строительство Изобразительное искусство Заключение Литература Введение Средние века это время которое находится посередине между Античностью и Новым Временем и по какойто невероятной причине не имеет своего собственного названия.222 14] Историческая ситуация средних веков не может быть както однозначно...
20318. Русское актерское искусство второй половины XX века 98.5 KB
  Восстановление зданий театров развитие киносети расширение издательской деятельности все это создавало необходимые условия для оживления культурной жизни общества. вышли постановления ЦК ВКПб: €œО журналах €œЗвезда€ и €œЛенинград€ €œО репертуаре драматических театров и мерах по его улучшению€ €œО кинофильме €œБольшая жизнь€ €œОб опере €œВеликая дружба€ В. В этих постановлениях писатели журналисты композиторы деятели кино и театра обвинялись в аполитичности и безыдейности в пропаганде буржуазной идеологии. Лишение поддержки со...