|
|
И кинематический расчет привода
В данном разделе необходимо определить: общий КПД и общее передаточное отношение привода, передаточные отношения передач, частоты вращения, вращающие моменты и мощности на каждом из валов привода, подобрать электродвигатель, а также вычертить в произвольном масштабе схему проектируемого устройства. Двигатель выбирается по требуемой мощности и частоте вращения. Значения КПД и рекомендуемые передаточные числа отдельных звеньев кинематической цепи назначаются по табл. 3.1 и 3.2 [2].
Таблица 3.1 Значения КПД механических передач
Таблица 3.2 Значения передаточных чисел передач
Технические данные асинхронных электродвигателей единой серии 4А в закрытом обдуваемом исполнении приведены в табл. 3.3 [2]. Таблица 3.3 Двигатели закрытые обдуваемые единой серии 4А (тип / асинхронная частота вращения, мин–1)
* Диаметры возрастают с увеличением номера двигателя соответственно. Например, для двигателей с номинальной мощностью Р = 0,75 кВт, тип 71А2 диаметр вала ротора d = 19 мм, тип 80А6 – d = 22 мм, тип 90LА8 – d = 24 мм.
Следует иметь в виду, что мощность двигателя по каталогу, как правило, не совпадает со значением, рассчитываемым по техническому заданию и необходимым для привода проектируемого устройства. Расчет деталей и передач привода производится по требуемой мощности. Двигатель может работать с перегрузкой или недогрузкой. Недогрузка понижает cos j и КПД. Перегрузка допускается не более 5–8 % [2]. Л и т е р а т у р а: [1–6]. Расчет передач Ременные передачи
В зависимости от типа выбранной или заданной ременной передачи (плоская или клиноременная, зубчатыми или поликлиновыми ремнями) исходные данные будут отличаться. Например, для расчета передач плоским ремнем необходимо знать передаваемую передачей мощность, частоты вращения валов ведущего и ведомого шкивов, угол наклона передачи к горизонту, тип электродвигателя, способ натяжения ремня, условия работы, режим работы (число смен) и др. В результате расчета определяются тип и размеры ремня, которые согласуются со стандартами: ГОСТ 2.3831–79 – для ремней прорези-ненных; ГОСТ 1284.1–89 – для ремней клиновых; ОСТ 38.05114–76 – для ремней зубчатых; РТМ38–40528–74 – для ремней поликлиновых. Основные размеры шкивов плоскоременных передач согласуются с ГОСТ 17383–80, клиноременных передач – с ГОСТ 20898–88, передач поликлиновыми и зубчатыми ремнями – с вышеупомянутыми стандартами. Эскиз ведомого шкива с расчетными размерами изображается в пояснительной записке (рис. 3.4).
Рис. 3.4. Обод шкива клиноременной передачи
Эскиз необходим при разработке компоновочной схемы привода и рабочего чертежа шкива. Л и т е р а т у р а: [1–6]. Цепные передачи
Типовые исходные данные для расчета: мощность на ведущей звездочке, передаточное число передачи, предельная частота вращения ведущей звёздочки, наклон межосевой линии к горизонту, способ смазки и натяжения цепи, условия работы, характер передаваемой нагрузки, режим работы (число смен). Для определения оптимального значения шага цепи необходимо иметь несколько вариантов расчетов для значений шагов, близких к расчетной величине. Рациональней считается передача, в которой используется цепь с меньшим шагом [4, 5]. Для уменьшения радиальных габаритов можно использовать многорядные цепи с малыми шагами. Принятые размеры роликовой цепи согласуются с ГОСТ 13568–97 (ИСО 606–94), зубчатой цепи – с ГОСТ 13552–81. Размеры профиля зубьев звездочки в диаметральном и осевом сечении определяются в соответствии с ГОСТ 591–69. Профиль изображается в пояснительной записке. Осевые размеры необходимы для построения компоновочной схемы и разработки рабочего чертежа звездочки. Л и т е р а т у р а: [1–6].
Рис. 3.5. Профиль зуба звездочки Зубчатые передачи
Важным этапом при проектировании и расчете зубчатых передач является подбор материала зубчатых колес и способа их термообработки. Необходимую твердость колес и соответствующий вариант термической обработки выбирают в зависимости от вида, условий эксплуатации и требований к габаритам передачи (табл. 3.4, [1]). Для редукторов, к размерам которых не предъявляют особых требований, на практике применяют следующие марки сталей и варианты термической обработки колес [2]: I (стали 45, 40Х, 40ХН и др.) – термическая обработка колеса – улучшение, твердость 235–262 НВ; термическая обработка шестерни – улучшение, твердость 262–302 НВ; II (стали 40Х, 40ХН, 35 ХМ и др.) – термическая обработка колеса – улучшение, твердость 269–302 НВ; термическая обработка шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности определяется маркой стали 45–53 HRC (табл. 3.4); III (стали 40Х, 40ХН, 35 ХМ и др.) термическая обработка колеса и шестерни – улучшение с последующей закалкой токами высокой частоты (ТВЧ). Твердость поверхности зубьев 45–53 HRC; IV – термическая обработка колеса – улучшение с последующей закалкой ТВЧ, твердость поверхности определяется маркой стали (40Х, 40ХН, 35 ХМ и др.) 45–53 HRC (табл. 3.4), термическая обработка шестерни – улучшение, цементация и закалка, применяемые стали 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 25ХГМ, твердость поверхности зубьев после термообработки 56–63 HRC; V (стали 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 25ХГМ и др.) – термическая обработка колеса и шестерни – улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности зубьев после термообработки 56–63 HRC. Кроме цементации для повышения поверхностной твердости применяют нитроцементацию и азотирование. Чем выше твердость поверхности, тем выше допускаемые напряжения передачи и меньше ее массогабаритные параметры. Для лучшей приработки зубьев и равномерного их изнашивания, а также для выравнивания срока службы шестерни по отношению к колесу для прямозубых передач рекомендуется твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни увеличивать по сравнению с колесом на 20–50 единиц НВ. Для косозубых и шевронных передач, а также для конических передач с круговыми зубьями отличие в значениях твердостей должно составлять 20–80 единиц НВ [4].
Таблица 3.4 Механические свойства сталей, применяемых для изготовления зубчатых колес
Назначение материала и вид термической обработки зубчатых колес обосновываются в пояснительной записке. В курсовом проекте, как правило, предварительно выполняют проектировочные расчеты, из которых определяют геометрические параметры передачи, а затем – проверочные расчеты по различным критериям работоспособности. Для проектных расчетов закрытых передач кроме уже известных кинематических и силовых параметров необходимо выбрать коэффициенты ψ bd или ψ ba. Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния aw (ψ ba = b 2 / aw) принимают из ряда стандартных чисел: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8 в зависимости от положения колес относительно опор [2, 4]: – при симметричном расположении ψ ba = 0,315–0,4; – при несимметричном расположении ψ ba = 0,25–0,315; – при консольном расположении одного или обоих колес ψ ba = = 0,2 – 0,25; – для шевронных передач ψ ba = 0,4–0,63; – для открытых передач и коробок скоростей ψ ba = 0,1–0,2 (меньшее значение ψ ba принимается для передач с твердостью зубьев свыше 45 HRCэ). Увеличение значения ψ ba позволяет уменьшить радиальные габариты и массу передачи, но требует повышенной жесткости и точности конструкции для обеспечения более равномерного распределения нагрузки по ширине венца колеса. Коэффициент ширины колеса относительно диаметра шестерни
ψ bd = b 2 / d 1
может быть ориентировочно определен по формуле ψ bd = 0,5 × ψ ba (u ± 1). Знак «плюс» применяется для передач внешнего зацепления, а знак «минус» – для передач внутреннего зацепления. После выбора материала и твердости зубчатых колес определяют допускаемые напряжения изгиба и контактные, величина которых оказывает влияние на массогеометрические параметры передачи. Далее из условия контактной (для закрытых передач) или изгибной прочности (для открытых или тяжелонагруженых передач, имеющих колеса высокой твердости) рассчитываются геометрические параметры. Определение допускаемых напряжений и расчет на прочность эвольвентных зубчатых цилиндрических передач внешнего зацепления производится по ГОСТ 21354–87. Примеры расчета цилиндрической косозубой и конической прямозубой передач приведены в разделах 5 и 6. Л и т е р а т у р а: [1–7].   Что делать, если нет взаимности? А теперь спустимся с небес на землю. Приземлились? Продолжаем разговор...  Что будет с Землей, если ось ее сместится на 6666 км? Что будет с Землей? - задался я вопросом...  Что вызывает тренды на фондовых и товарных рынках Объяснение теории грузового поезда Первые 17 лет моих рыночных исследований сводились к попыткам вычислить, когда этот...  Конфликты в семейной жизни. Как это изменить? Редкий брак и взаимоотношения существуют без конфликтов и напряженности. Через это проходят все... Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте:
|
