Сдам Сам

ПОЛЕЗНОЕ


КАТЕГОРИИ







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

 

Тип передачи h
Зубчатая (с опорами, закрытая): цилиндрическая коническая Планетарная (закрытая): одноступенчатая двухступенчатая Червячная (закрытая) при передаточном числе: свыше 30 свыше 14 до 30 свыше 8 до 14 Ременная (все типы) Цепная Муфта соединительная Подшипники качения (одна пара)   0,96–0,98 0,95–0,97   0,90–0,95 0,85–0,90   0,70–0,80 0,75–0,85 0,80–0,90 0,94–0,96 0,92–0,95 0,98 0,99–0,995

 


Таблица 3.2

Значения передаточных чисел передач

 

Вид передачи Твердость зубьев Значения передаточных чисел
uрек uпред
Зубчатая цилиндрическая:   тихоходная ступень во всех редукторах (uт)     быстроходная ступень редукторов, выполненных по развернутой схеме (uб)   быстроходная ступень соосных редукторов (uб)     в коробках передач   Коническая зубчатая     Червячная   Цепная   Ременная     До 350 НВ 40–56 HRC 56–63 HRC   До 350 НВ 40–56 HRC 56–63 HRC   До 350 НВ 40–56 HRC 56–63 HRC   Любая   До 350 НВ Свыше 40 HRC       2,5–5,0 2,5–5,0 2,0–4,0   3,15–5,0 3,15–5,0 2,5–4,0   4,0–6,3 4,0–6,3 3,15–5,0   1,0–2,5   1,0–4,0 1,0–4,0   16,0–50,0   1,5–4,0   1,5–4,0     6,3 6,3 5,6   8,0 7,1 6,3   10,0 9,0 8,0   3,15   6,3 5,0   80,0   10,0   8,0

 



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)

 

Мощность Р, кВт Диаметр вала d*, мм Синхронная частота вращения, мин-1
0,25 71B8/680
0,37 19, 22 71A6/910 80A8/675
0,55 19, 22 71A4/1390 71B6/900 80B8/700
0,75 19, 22, 24 71A2/2840 71B4/1390 80A6/915 90LA8/700
1,1 19, 22, 24 71B2/2810 80A4/1420 80B6/920 90LB8/700
1,5 22, 24, 28 80A2/2850 80B4/1415 90L6/935 100L8/700
2,2 22, 24, 28 80B2/2850 90L4/1425 100L6/950 112MA8/700
24, 28, 32 90L2/2840 100S4/1435 112MA6/955 112MB8/700
28, 32, 38 100S2/2880 100L4/1430 112МВ6/949 132S8/720
5,5 28, 32, 38 100L2/2880 112M4/1445 132 S 6/965 132M8/720
7,5 32, 38, 42 112M2/2900 132S4/1455 132М6/970 160S8/730
38, 42 132M2/2900 132M4/1460 160 S 6/975 160M8/730
42, 48 160S2/2940 160S4/1465 160М6/975 180M8/730
18,5 42, 48 160M2/2940 160M4/1465 180M6/975  
180S2/2945 180S4/1470    
180M2/2945 180M4/1470    

 

* 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

 

Марка стали Диаметр заготовки, мм Предел прочности sв, МПа Предел текучести sт, МПа Твердость, НВ или HRC (средняя) Термообработка
100–500 Нормализация
До 90 90–120 Свыше 120 Улучшение
35ХМ До 140 Свыше 140
40Х До 125 120–160 Свыше 160
40ХН До 150 150–180 Свыше 180
40Л 45Л – – Нормализация
35ГЛ 35ХГСЛ – – Улучшение
40ХН Закалка ТВЧ
35ХМ   Закалка ТВЧ
25ХГТ   Цементация

 

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 ψbd или ψba.

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния awba = b2 / 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 ψba = 0,315–0,4;

– при несимметричном расположении ψba = 0,25–0,315;

– при консольном расположении одного или обоих колес ψba = = 0,2 – 0,25;

– для шевронных передач ψba = 0,4–0,63;

– для открытых передач и коробок скоростей ψba = 0,1–0,2 (меньшее значение ψba принимается для передач с твердостью зубьев свыше 45 HRCэ).

Увеличение значения ψba 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

 

ψbd = b2 / d1

 

может быть ориентировочно определен по формуле ψbd = 0,5 × ψba (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].









Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте:


©2015- 2018 zdamsam.ru Размещенные материалы защищены законодательством РФ.