Частота вращения выходного вала редуктора. Расчет и выбор (Российская методика) – редуктор червячный
sempai24.ru

Частота вращения выходного вала редуктора. Расчет и выбор (Российская методика) – редуктор червячный

Редуктор червячный — один из классов механических редукторов. Редукторы классифицируются по типу механической передачи . Винт, который лежит в основе червячной передачи, внешне похож на червяка, отсюда и название.

Мотор-редуктор - это агрегат, состоящий из редуктора и электродвигателя, которые состоят в одном блоке. Мотор-редуктор червячный создан для того, чтобы работать в качестве электромеханического двигателя в различных машинах общего назначения. Примечательно то, что данный вид оборудования отлично работает как при постоянных, так и при переменных нагрузках.

В червячном редукторе увеличение крутящего момента и уменьшение угловой скорости выходного вала происходит за счет преобразования энергии, заключенной в высокой угловой скорости и низком крутящем моменте на входном валу.

Ошибки при расчете и выборе редуктора могут привести к преждевременному выходу его из строя и, как следствие, в лучшем случае к финансовым потерям.

Поэтому работу по расчету и выбору редуктора необходимо доверять опытным специалистам-конструкторам, которые учтут все факторы от расположения редуктора в пространстве и условий работы до температуры нагрева его в процессе эксплуатации. Подтвердив это соответствующими расчетами, специалист обеспечит подбор оптимального редуктора под Ваш конкретный привод.

Практика показывает, что правильно подобранный редуктор обеспечивает срок службы не менее 7 лет — для червячных и 10-15 лет для цилиндрических редукторов.

Выбор любого редуктора осуществляется в три этапа:

1. Выбор типа редуктора

2. Выбор габарита (типоразмера) редуктора и его характеристик.

3. Проверочные расчеты

1. Выбор типа редуктора

1.1 Исходные данные:

Кинематическая схема привода с указанием всех механизмов подсоединяемых к редуктору, их пространственного расположения относительно друг друга с указанием мест крепления и способов монтажа редуктора.

1.2 Определение расположения осей валов редуктора в пространстве.

Цилиндрические редукторы:

Ось входного и выходного вала редуктора параллельны друг другу и лежат только в одной горизонтальной плоскости - горизонтальный цилиндрический редуктор.

Ось входного и выходного вала редуктора параллельны друг другу и лежат только в одной вертикальной плоскости - вертикальный цилиндрический редуктор.

Ось входного и выходного вала редуктора может находиться в любом пространственном положении при этом эти оси лежат на одной прямой (совпадают) - соосный цилиндрический или планетарный редуктор.

Коническо-цилиндрические редукторы:

Ось входного и выходного вала редуктора перпендикулярны друг другу и лежат только в одной горизонтальной плоскости.

Червячные редукторы:

Ось входного и выходного вала редуктора может находиться в любом пространственном положении, при этом они скрещиваются под углом 90 градусов друг другу и не лежат в одной плоскости - одноступенчатый червячный редуктор.

Ось входного и выходного вала редуктора может находиться в любом пространственном положении, при этом они параллельны друг другу и не лежат в одной плоскости, либо они скрещиваются под углом 90 градусов друг другу и не лежат в одной плоскости - двухступенчатый редуктор.

1.3 Определение способа крепления, монтажного положения и варианта сборки редуктора.

Способ крепления редуктора и монтажное положение (крепление на фундамент или на ведомый вал приводного механизма) определяют по приведенным в каталоге техническим характеристикам для каждого редуктора индивидуально.

Вариант сборки определяют по приведенным в каталоге схемам. Схемы «Вариантов сборки» приведены в разделе «Обозначение редукторов».

1.4 Дополнительно при выборе типа редуктора могут учитываться следующие факторы

1) Уровень шума

  • наиболее низкий - у червячных редукторов
  • наиболее высокий - у цилиндрических и конических редукторов

2) Коэффициент полезного действия

  • наиболее высокий - у планетарных и одноступенчатых цилиндрических редукторах
  • наиболее низкий - у червячных, особенно двухступенчатых

Червячные редукторы предпочтительно использовать в повторно-кратковременных режимах эксплуатации

3) Материалоемкость для одних и тех же значений крутящего момента на тихоходном валу

  • наиболее низкая - у планетарных одноступенчатых

4) Габариты при одинаковых передаточных числах и крутящих моментах:

  • наибольшие осевые - у соосных и планетарных
  • наибольшие в направлении перпендикулярном осям - у цилиндрических
  • наименьшие радиальные - к планетарных.

5) Относительная стоимость руб/(Нм) для одинаковых межосевых расстояний:

  • наиболее высокая - у конических
  • наиболее низкая - у планетарных

2. Выбор габарита (типоразмера) редуктора и его характеристик

2.1. Исходные данные

Кинематическая схема привода, содержащая следующие данные:

  • вид приводной машины (двигателя);
  • требуемый крутящий момент на выходном валу Т треб, Нхм, либо мощность двигательной установки Р треб, кВт;
  • частота вращения входного вала редуктора n вх, об/мин;
  • частота вращения выходного вала редуктора n вых, об/мин;
  • характер нагрузки (равномерная или неравномерная, реверсивная или нереверсивная, наличие и величина перегрузок, наличие толчков, ударов, вибраций);
  • требуемая длительность эксплуатации редуктора в часах;
  • средняя ежесуточная работа в часах;
  • количество включений в час;
  • продолжительность включений с нагрузкой, ПВ %;
  • условия окружающей среды (температура, условия отвода тепла);
  • продолжительность включений под нагрузкой;
  • радиальная консольная нагрузка, приложенная в середине посадочной части концов выходного вала F вых и входного вала F вх;

2.2. При выборе габарита редуктора производиться расчет следующих параметров:

1) Передаточное число

U= n вх /n вых (1)

Наиболее экономичной является эксплуатация редуктора при частоте вращения на входе менее 1500 об/мин, а с целью более длительной безотказной работы редуктора рекомендуется применять частоту вращения входного вала менее 900 об/мин.

Передаточное число округляют в нужную сторону до ближайшего числа согласно таблицы 1.

По таблице отбираются типы редукторов удовлетворяющих заданному передаточному числу.

2) Расчетный крутящий момент на выходном валу редуктора

Т расч =Т треб х К реж, (2)

Т треб - требуемый крутящий момент на выходном валу, Нхм (исходные данные, либо формула 3)

К реж - коэффициент режима работы

При известной мощности двигательной установки:

Т треб = (Р треб х U х 9550 х КПД)/ n вх, (3)

Р треб - мощность двигательной установки, кВт

n вх - частота вращения входного вала редуктора (при условии что вал двигательной установки напрямую без дополнительной передачи передает вращение на входной вал редуктора), об/мин

U - передаточное число редуктора, формула 1

КПД - коэффициент полезного действия редуктора

Коэффициент режима работы определяется как произведение коэффициентов:

Для зубчатых редукторов:

К реж =К 1 х К 2 х К 3 х К ПВ х К рев (4)

Для червячных редукторов:

К реж =К 1 х К 2 х К 3 х К ПВ х К рев х К ч (5)

К 1 - коэффициент типа и характеристик двигательной установки, таблица 2

К 2 - коэффициент продолжительности работы таблица 3

К 3 - коэффициент количества пусков таблица 4

К ПВ - коэффициент продолжительности включений таблица 5

К рев - коэффициент реверсивности, при нереверсивной работе К рев =1,0 при реверсивной работе К рев =0,75

К ч - коэффициент, учитывающий расположение червячной пары в пространстве. При расположении червяка под колесом К ч = 1,0, при расположении над колесом К ч = 1,2. При расположении червяка сбоку колеса К ч = 1,1.

3) Расчетная радиальная консольная нагрузка на выходном валу редуктора

F вых.расч = F вых х К реж, (6)

F вых - радиальная консольная нагрузка, приложенная в середине посадочной части концов выходного вала (исходные данные), Н

К реж - коэффициент режима работы (формула 4,5)

3. Параметры выбираемого редуктора должны удовлетворять следующим условиям:

1) Т ном > Т расч, (7)

Т ном - номинальный крутящий момент на выходном валу редуктора, приводимый в данном каталоге в технических характеристиках для каждого редуктора, Нхм

Т расч - расчетный крутящий момент на выходном валу редуктора (формула 2), Нхм

2) F ном > F вых.расч (8)

F ном - номинальная консольная нагрузка в середине посадочной части концов выходного вала редуктора, приводимая в технических характеристиках для каждого редуктора, Н.

F вых.расч - расчетная радиальная консольная нагрузка на выходном валу редуктора (формула 6), Н.

3) Р вх.расч < Р терм х К т, (9)

Р вх.расч - расчетная мощность электродвигателя (формула 10), кВт

Р терм - термическая мощность, значение которой приводится в технических характеристиках редуктора, кВт

К т - температурный коэффициент, значения которого приведены в таблице 6

Расчетная мощность электродвигателя определяется:

Р вх.расч =(Т вых х n вых)/(9550 х КПД), (10)

Т вых - расчетный крутящий момент на выходном валу редуктора (формула 2), Нхм

n вых - частота вращения выходного вала редуктора, об/мин

КПД - коэффициент полезного действия редуктора,

А) Для цилиндрических редукторов:

  • одноступенчатых - 0,99
  • двухступенчатых - 0,98
  • трехступенчатых - 0,97
  • четырехступенчатых - 0,95

Б) Для конических редукторов:

  • одноступенчатых - 0,98
  • двухступенчатых - 0,97

В) Для коническо-цилиндрических редукторов - как произведение значений конической и цилиндрической частей редуктора.

Г) Для червячных редукторов КПД приводиться в технических характеристиках для каждого редуктора для каждого передаточного числа.

Купить редуктор червячный, узнать стоимость редуктора, правильно подобрать необходимые компоненты и помочь с вопросами, возникающими во время эксплуатации, Вам помогут менеджеры нашей компании.

Таблица 1

Таблица 2

Ведущая машина

Генераторы, элеваторы, центробежные компрессоры, равномерно загружаемые конвейеры, смесители жидких веществ, насосы центробежные, шестеренные, винтовые, стреловые механизмы, воздуходувки, вентиляторы, фильтрующие устройства.

Водоочистные сооружения, неравномерно загружаемые конвейеры, лебедки, тросовые барабаны, ходовые, поворотные, подъемные механизмы подъемных кранов, бетономешалки, печи, трансмиссионные валы, резаки, дробилки, мельницы, оборудование для нефтяной промышленности.

Пробойные прессы, вибрационные устройства, лесопильные машины, грохот, одноцилиндровые компрессоры.

Оборудование для производства резинотехнических изделий и пластмасс, смесительные машины и оборудование для фасонного проката.

Электродвигатель,

паровая турбина

4-х, 6-ти цилиндровые двигатели внутреннего сгорания, гидравлические и пневматические двигатели

1-х, 2-х, 3-х цилиндровые двигатели внутреннего сгорания

Таблица 3

Таблица 4

Таблица 5

Таблица 6

охлаждения

Температура окружающей среды, С о

Продолжительность включения, ПВ %.

Редуктор без

постороннего

охлаждения.

Редуктор со спиралью водяного охлаждения.

Алгоритм №1

Расчета закрытых зубчатых

Цилиндрических передач

А л г о р и т м

расчетазакрытой зубчатой прямозубой и косозубой

цилиндрической передачи

Техническое задание должно содержать следующую информацию:

Мощность на валу шестерни..................P 1 , квт;

Частота вращения шестерни.................. n 1 , об/мин;

Частота вращения колеса....................... n 2 , об/мин;

(могут быть заданы другие параметры, определя-

ющие предыдущие);

Реверсивность передачи;

Срок службы передачи............................ t г, лет;

Коэффициент годового использования....K г;

Коэффициент суточного использования...K с;


- гистограмма нагружения:

Пункт1. Подготовка расчетных параметров.

1.1. Предварительное определение передаточного числа

Согласовать со стандартными значениями (табл.1.1). Выбрать ближайшее стандартное значение U .

Действительная частота вращения выходного вала

Об/мин (2)

Отклонение от значения технического задания

(3)

1.2. Крутящий момент на валу шестерни

1.3. Время работы передачи

t = t г (лет)×365(дней)×24(часа)×К г×К с, час. (5)

Пункт2. Выбор материала. Определение допускаемых напряжений для проектного расчета.

2.1. Выбор материала (табл. 1.2). Дальнейшее изложение будет параллельно: для прямозубой передачи - в левой колонке, для косозубой - в правой колонке.

В соответствии с выбранным материалом и поверхностной твердостью главным расчетным критерием является контактная прочность.

2.2. Допускаемые усталостные контактные напряжения зубчатого колеса.



Расчет по этим допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течении заданного срока службы t .

(6)

где Z R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности (табл.1.3).

Z V - коэффициент, учитывающий окружную скорость. При заданных значениях частот вращения валов можно предварительно предположить, в каком интервале лежит окружная скорость передачи (табл.1.3).

S H - коэффициент запаса прочности (табл.1.3).

Z N - коэффициент долговечности

(7)

N HG - базовое число циклов

N GH = (HB ) 3 £ 12×10 7 . (8)

Для шестерни косозубой передачи, если она имеет HB >350, пересчитать единицы HRC в единицы HB (табл. 1.4).

N HE

N HE 1 = 60×n 1 ×t ×e H . (9)

e H - коэффициент эквивалентности, который определяется по гис­тограмме нагружения

, (10)

где T max - наибольший из длительно действующих моментов. В нашем случае это будет момент T , действующий t 1 часть общего времени работы t ; тогда q 1 =1.

T i - каждая последующая ступень нагрузки, действующая в тече­нии времени t i =t i ×t . Первая ступень гистограммы, равная по нагрузке T пик =q пик ×T , при подсчёте числа циклов не учитывается. Эта нагрузка при малом числе циклов оказывает упрочняющее действие на поверхность. Ее используют при проверке статической прочности.

m - степень кривой усталости, равная 6. Таким образом,

Коэффициент эквивалентности показывает, что момент T , действующей в течении e H ×t времени, оказывает такое же усталостное воздействие как и реальная нагрузка, соответствующая гистограмме нагружения в течении времени t .

s Hlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов N HG (табл.1.5).

Расчетные допускаемые контактные напряжения дляпередачи

Пункт3. Выбор расчетных коэффициентов.

3.1.Выбор коэффициента нагрузки. Коэффициент нагрузки для предварительных расчётов выбира­ется из интервала

K H = 1,3...1,5. (16)

Если в рассчитываемой передаче зубчатые колёса расположены симметрично относительно опор, K H выбирается ближе к нижнему пределу. Для косозубых передач K H берётся меньше из-за большей плавности работы и, следовательно, меньшей динамической нагрузки.

3.2. Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса (табл.1.6). Для редукторных передач рекомендуется:

– для многоступенчатых y а =0,315…0,4;

– для одноступенчатых y а =0,4…0,5;

верхний предел выбирается для косозубых передач;

– для шевронных передач y а =0,630…1,25.

Пункт4. Проектный расчет передачи.

4.1. Определение межосевого расстояния.

Для закрытой передачи, если оба или хотя бы одно из колёс име­ет твёрдость меньше 350 ед., проектный расчёт проводится на уста­лостную контактную прочность для предотвращения выкрашивания в течение заданного срока службы t .

, мм. (17)

Здесь T 1 - момент на валушестерни в Нм.

Числовой коэффициент:

Ka = 450; Ka = 410.

Вычисленное межосевое расстояние принимается ближайшим стандартным по таблице 1.7.

4.2. Выбор нормального модуля. Для зубчатых колёс при HB £350 хо­тя бы для одного колеса рекомендуется выбрать нормальный модуль из следующего соотношения

. (18)

Выписать все стандартные значения нормального модуля (табл. 1.8), входящие в интервал (18) .

В первом приближении следует стремиться к выбору минимального модуля, однако для силовых передач модуль меньше 1.25 мм принимать не рекомендуется. При выборе модуля для прямозубой передачи, чтобы избежать модифицирования передачи необходимо, чтобы суммарное число зубьев

получалось целым числом. Тогда

Если дробное число его округляют до целого, а число зубьев колеса

4.3. Для косозубой передачи числа зубьев

Числа зубьев следует округлять до целого числа.

4.5. Делительные диаметры

Вычислять диаметры с точностью до третьего знака после запятой.

Выполнить проверку

Для немодифицированной передачи и при высотной модификации должно быть с точностью до третьего знака после запятой.

4.6. Диаметры выступов

4.7. Диаметры впадин

(26)

4.8. Расчетная ширина колеса

В передаче с разнесенной парой ширина каждого колеса разнесенной пары

В шевронной передаче полная ширина колеса

где C - ширина средней канавки для выхода инструмента, выбирается из таблицы 1.16. Диаметр по канавке меньше диаметра впадины на 0,5×m .

4.9. Торцовая степень перекрытия

. (31)

4.10. Окружная скорость

Если скорость отличается от ориентировочно принятой в п. 2.2 при определении коэффициента K V , следует вернуться к п. 2.2 и уточнить допускаемые напряжения.

По окружной скорости выбрать степень точности передачи (табл. 1.9). Для передач общего машиностроения при скоростях не более 6 м/с для прямозубых и не более 10 м/с для косозубых выбирается 8 сте­пень точности. Шестерня косозубой передачи может быть обработана по 7 степени точности, и после поверхностной закалки ТВЧ возникающие деформации переведут параметры шестерни в 8 степень точности.

Пункт5. Проверочные расчеты.

5.1. Для проверочных расчётов как по контактной, так и по из­гибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

. (33)

. (34)

K HV и K FV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки. Они выбираются из таблицы 1.10. Если значение скорости попадает в промежутки диапазона, коэффициент подсчитывается интерполяцией.

K H b и K F b - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий). Их значения вы­бираются из таблицы 1.11 интерполяцией.

K H a и K F a - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями. Выбирается из таблицы 1.12 интерполяцией.

5.2. Проверка по контактным напряжениям

. (35)

Z E - коэффициент материала. Для стали

Z E = 190.

Z e - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий

Прямозубые ; (36) Косозубые ; (37)

Z H - коэффициент формы сопряжённых поверхностей. Выбирается из таблицы 1.13 интерполяцией.

F t - окружное усилие

Отклонение

. (39)

Знак (+) показывает недогрузку, знак (-) - перегрузку.

Р Е К О М Е Н Д А Ц И И

Как недогрузка, так и перегрузка допускается не более 5%.

Если Ds H выйдет за пределы ±20%, тогда для редукторной передачи со стандартными параметрами следует изменить межосевое расстояние a W и вернуться к пункту 4.2.

Если Ds H выйдет за пределы ±12%:

При недогрузке - уменьшить y a и вернуться к пункту 4.8.

При перегрузке - увеличить y a , не превышая рекомендованных значений для данного вида передачи и вернуться к пункту 4.8. Можно изменить в рекомендованных пре­делах твёрдость поверхности зуба и вернуться к пункту 2.

Если Ds H будет менее 12%, можно допускаемые напряжения скоррек­тировать термообработкой и вернуться к пункту 2.

5.3. Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

5.3.1. Допускаемые напряжения изгиба

. (40)

Проверка по этим напряжениям предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t и, как следствие, поломку зуба.

Y R - коэффициент шероховатости переходной кривой (табл. 1.14).

Y X - масштабный фактор (табл. 1.14).

Y d - коэффициент чувствительности материала к концентрации нап­ряжения (табл. 1.14).

Y A - коэффициент реверсивности нагрузки (табл. 1,14).

Y N - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса

N FG - базовое число циклов. Для стальных зубьев

N FG = 4×10 6 . (42)

m - степень кривой усталости. В предыдущей и последующих формулах расчета усталостной изгибной прочности:

Для улучшенных сталей

для закалённых сталей

N FE 1 - эквивалентное число циклов шестерни

N FE 1 = 60×n 1 ×t ×e F . (43)

e F - коэффициент эквивалентности

. (44)

В соответствии с гистограммой нагружения, как и при расчёте на контактную прочность,

Эквивалентное число циклов колеса

S F иs Flim - коэффициент запаса прочности и предел выносливости зуба выбираются из таблицы 1.15.

5.3.2. Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса

. (47)

Y FS - коэффициент формы зуба

. (48)

X - коэффициент сдвига инструмента.

Z V - эквивалентное число зубьев

Y e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении

Y b - коэффициент угла наклона зуба

. (53)

Если Y b получился меньше 0,7, следует принять

Y b = 0,7

Рабочие напряжения определяются для каждого зубчатого колеса или для того, у которого меньше отношение

Действительный запас усталостной изгибной прочности

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба

5.4. Проверка на контактную статическую прочность.

. (56)

T max =

[s] Hmax - допускаемые статические контактные напряжения.

Для улучшенных зубьев

. (57)

Эти допускаемые напряжения предотвращают пластические деформации поверхностных слоев зуба.

Предел текучести s T можно выбрать из таблицы 1.2.

Для поверхностно упрочненных зубьев, в том числе, закалённых ТВЧ

. (58)

Эти допускаемые напряжения предотвращают растрескивание поверхностных слоев зуба.

5.5. Проверка изгибной статической прочности. Проверка делается для шестерни и колеса

. (59)

Допускаемые статические напряжения изгиба. Для улуч­шенных и поверхностно упрочнённых зубьев

. (60)

Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.

Таблица 1.1

Таблица 1.2

Марка стали Термообра- ботка Размер сечения, мм, не более Твердость поверхности HB или HRC Предел прочности s b ,Мпа Предел теку- чести s Т, Мпа
Улучшение HB 192...228
Нормализация Улучшение HB 170...217 HB 192...217
Нормализация Улучшение HB 179...228 HB 228...255 ...800
40Х Улучшение Улучшение Улучшение 100...300 300...500 HB 230...280 HB 163...269 HB 163...269
40ХН Улучшение Улучшение Закалка 100...300 HB 230...300 HB ³241 HRC 48...54
20Х Цементация HRC 56...63
12ХН3А Цементация HRC 56...63
38ХМЮА Азотирование - HRC 57...67

Примечание. Под размером сечения подразумевается радиус заготовки вал-шестерни или толщина обода колеса.

Таблица 1.3

Таблица 1.4

HRC
HB

Таблица 1.5

Таблица 1.6

Таблица 1.8

Таблица 1.9

Таблица 1.10

Сте- пень точ- ности Твердость поверх- ностей зубьев Вид пере- дачи K HV K FV
Окружная скорость V , м/с
HB 1 иHB 2 >350 прям 1,02 1,12 1,25 1,37 1,5 1,02 1,12 1,25 1,37 1,5
косоз 1,01 1,05 1,10 1,15 1,20 1,01 1,05 1,10 1,15 1,20
HB 1 или HB 2 £350 прям 1,04 1,20 1.40 1,60 1,80 1,08 1,40 1,80 - -
косоз 1,02 1,08 1,16 1,24 1,32 1,03 1,16 1,32 1,48 1,64
HB 1 иHB 2 >350 прям 1,03 1,15 1,30 1,45 1,60 1,03 1,15 1,30 1,45 1,60
косоз 1,01 1,06 1,12 1,18 1,24 1,01 1,06 1,12 1,18 1,24
HB 1 или HB 2 £350 прям 1,05 1,24 1,48 1,72 1,96 1,10 1,48 1,96 - -
косоз 1,02 1,10 1,19 1,29 1,38 1,04 1,19 1,38 1,57 1,77
HB 1 иHB 2 >350 прям 1,03 1,17 1,35 1,52 1,70 1,03 1,17 1,35 1,52 1,70
косоз 1,01 1,07 1,14 1,21 1,28 1,01 1,07 1,14 1,21 1,28
HB 1 или HB 2 £350 прям 1,06 1,28 1,56 1,84 - 1,11 1,56 - - -
косоз 1,02 1,11 1,22 1,34 1,45 1,04 1,22 1,45 1,67 -

Таблица 1.11

Коэффициент K H b при HB 1 £350 или HB 2 £350
Конструкция передачи Коэффициент y d =b W /d 1
0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0
Консольная шестерня на шариковых подшипниках 1,09 1,19 1,3 - - - - - - -
Консольная шестерня на роликовых подшипниках 1,07 1,13 1,20 1,27 - - - - - -
Быстроходная пара двухступенчатого редуктора разверн- той схемы 1,03 1,06 1,08 1,12 1,16 1,20 1,24 1,29 - -
Тихоходная пара двухступенчатого соосного редуктора 1,02 1,03 1,06 1,08 1,10 1,13 1,16 1,19 1,24 1,30
Тихоходная пара двухступенчатого редуктора разверну- той и соосной схемы 1,02 1,03 1,04 1,06 1,08 1,10 1,13 1,16 1,19 1,25
Одноступенчатый цилиндрический редуктор 1,01 1,02 1,02 1,03 1,04 1,06 1,08 1,10 1,14 1,18
Тихоходная пара двухступенчатого редуктора с разне- сенной быстроход- ной ступенью 1,01 1,02 1,02 1,02 1,03 1,04 1,05 1,07 1,08 1,12
Коэффициент K F b =(0,8...0,85)×K H b ³1

Таблица 1.12

Таблица 1.14

Коэф- фици-ент Наименование коэффициента Значение коэффициента
Y R Коэффициент шероховатости переходной кривой Зубофрезерование и шлифование Y R =1. Полирование Y R =1,05...1,20. Более высокие значения для улучшения и закалки ТВЧ.
Y X Коэффициент размеров (масштабный фактор) Сталь: объемная термообработка Y X =1,03 - 0,006×m ; 0,85£Y X £1. Поверхностная закалка, азотирование Y X =1,05 - 0,005×m ; 0,8£Y X £1. Чугун со сфероидальным графитом Y X =1,03 - 0,006×m ; 0,85£Y X £1. Серый чугун Y X =1,075 - 0,01×m ;0,7£Y X £1.
Y d Коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений Y d =1,082 - 0,172×lg m.
Продолжение таблицы 1.14
Y A Коэффициент реверсивности При нереверсивной работе Y A =1. При реверсивной работе с равным режимом нагружения в обе стороны: для нормализованной и улучшенной стали Y A =0,65; для закаленной стали Y A =0,75; для азотированной стали Y A =0,9.

Таблица 1.15

Термическая обработка Поверхностная твердость Марки стали s Flim , Мпа S F при вероятности неразрушения
нормальной повы-шенной
Нормализа- ция, улучше- ние 180...350 HB 40.45,40Х, 40ХН, 35ХМ 1,75×(HB ) 1,7 2,2
Объемная закалка 45...55 HRC 40Х,40ХН, 40ХФА 500...550 1.7 2,2
Закалка ТВЧ сквозная 48...52 HRC 40Х,35ХМ, 40ХН 500...600 1,7 2,2
Закалка ТВЧ поверхностная 48...52 HRC 40Х,35ХМ, 40ХН 600...700 1,7 2,2
Азотирование 57...67 HRC 38ХМЮА 590...780 1,7 2,2
Цементация 56...63 HRC 12ХН3А 750...800 1,65...1,7 2...2,2

Таблица 1.16

Модуль Угоп наклона зуба b 0 Модуль Угол наклона зуба b 0
m , мм m , мм
Ширина канавки C , мм Ширина канавки C , мм
2,5
3,0
3,5

Исходные данные для проектирования электромеханического привода выбираются каждым студентом из таблицы 1: мощность – по последней цифре шифра своей зачётной книжки; частота вращения – по предпоследней цифре шифра своей зачётной книжки.

Таблица 1 - Исходные данные для задачи 6

Наименование параметра

Варианты

Мощность привода Р ПР (кВт) на выходном валу

Частота вращения вы-ходного вала n ВЫХ (мин -1)

Частота вращения вала электродвигателя – вала входного n ВХ (мин -1)

6.1. Информация для справки

Мощность есть величина, характеризующая работу, совершаемую в единицу времени, либо силу, точка приложения которой движется с какой-то скоростью.

Единица мощности – ватт (Вт): 1Вт – мощность, при которой за время 1с совершается работа 1Дж (джоуль).

В задаче применяют производную от ватта – киловатт: 1кВт=1000Вт.

В расчетах следует учитывать, что в исходных данных задана величина мощности, которая необходима для приведения в движение исполнительного механизма (ленты конвейера и тому подобное), и требуется определить мощность электрического двигателя, которой будет достаточно для вращения всего механического привода и исполнительного механизма с учётом условий эксплуатации привода.

Частота вращения вала есть величина, выражающая число полных оборотов вала вокруг своей оси в одну минуту.

Выходным валом электромеханического привода в случае использования ремённой передачи является тихоходный вал редуктора, соединяемый жёсткой муфтой с рабочим валом исполнительного механизма, в случае цепной передачи – рабочий вал исполнительного механизма, на котором закреплена большая звёздочка.

Обозначение единиц измерения частоты вращения: n (мин -1).

В старых изданиях учебной и справочной литературы частота вращения валов измеряется в оборотах в минуту и обозначается: n (об/мин). Количественно обе эти характеристики единиц измерения равны между собой, но следует применять первое обозначение: n (мин -1).

Краткие сведения об устройстве электромеханического привода

Привод электромеханический – система открытых и закрытых механических передач с электродвигателем для приведения в движение различных исполнительных механизмов, например, конвейера.

Открытые передачи (ремённые или цепные) обычно состоят из нескольких деталей: двух тел вращения (шкивов или звёздочек) различных диаметров, закреплённых жёстко каждое на своём валу и передающих вращающий момент между собой при помощи гибкой связи (ремня или цепи).

Закрытой механической передачей является зубчатый редуктор, закрытый от внешнего воздействия корпусом, содержащий зубчатые колёса и шестерни и предназначенный для передачи вращательного движения с понижением частоты вращения выходного вала(со стороны конвейера) по сравнению с входным (со стороны электродвигателя).

Соосные (расположенные на одной продольной оси) валы соединены муфтами.

На рисунке 1 показана кинематическая схема заданного для расчётов электромеханического привода к ленточному конвейеру.

Рисунок 1 – Кинематическая схема электромеханического привода к ленточному конвейеру

Привод состоит из электродвигателя 1, специальной муфты 2, ремённой передачи 3, редуктора 10, цепной передачи 13. Вал электродвигателя 1 соединяется с валом 4 малого шкива 5 клиноремённой передачи 3 при помощи муфты 2, которая передаёт вращение и дополнительно компенсирует несоосность валов. Вал 4 малого шкива 5 установлен в отдельных подшипниках качения. Вращение от малого шкива 5 к большому шкиву 6 передаётся при помощи клинового ремня. От большого шкива 6 вращение через быстроходный входной вал 7, зубчатые колёса и шестерни и промежуточный вал редуктора (на схеме не пронумерован) передается на тихоходный выходной вал 8 редуктора 10. Далее через муфту 2 вращение передается отдельному валу 11 малой звёздочки 12, установленному в отдельных опорах с подшипниками качения, а от малой звёздочки 12 при помощи втулочной цепи – к большой звёздочке 14, которая закреплена на конце рабочего вала 9 исполнительного механизма 15 – ленточного конвейера.

6.2. Определение силовых параметров привода

6.2.1. Подбор электродвигателя

Входная мощность Р ВХ (кВт) на валу электродвигателя, величина которой обеспечит заданную мощность на выходном валу привода Р ПР (кВт), определяется с учетом общего для всех элементов привода коэффициента полезного действия (КПД) – η , то есть суммарных потерь мощности:

Общий КПД заданного привода определяется по формуле:

где η РП – КПД ремённой передачи; η Р - КПД редуктора; η ЦП – КПД цепной передачи; η П - КПД одной пары подшипников качения; η М – КПД муфты, Ч – число пар подшипников; К – количество муфт между валами.

Значения КПД для различных элементов привода:

клиноремённая передача – 0,95;

редуктор –0,97;

цепная передача – 0,90;

муфта – 0,98;

одна пара подшипников – 0,99.

Найденное значение Р ВХ сравниваем с данными справочной литературы

И выбираем номинальную мощность электродвигателя Р НОМ с ближайшим большим значением, так как должно быть выполнено условие: .

6.2.2. Расчёт мощности, передаваемой каждым валом привода

Мощность определяется с учетом значений КПД всех элементов привода и их количества, расположенных от вала электродвигателя до вала, мощность которого рассчитывается: есть ли механическая передача, а на рассчитываемом валу муфта и сколько всего на этом участке пар подшипников.

1. Мощность, передаваемая первым валом привода (кВт) – валом малого шкива клиноременной передачи:

Р I ВХ · η М · η П .

2. Мощность, передаваемая вторым валом привода (кВт) – входным валом редуктора после клиноременной передачи:

P II = P I · η РП · η П .

3. Мощность, передаваемая третьим валом привода (кВт) – выходным валом редуктора:

P I I I = P I I · η Р · η М · η 3 П .

4. Мощность, передаваемая четвёртым валом привода (кВт) – выходным

валом большой звёздочки цепной передачи – рабочим валом исполнительного механизма:

P I V = P I II · η ЦП · η П .

6.3. Определение кинематических параметров привода

6.3.1. Расчёт передаточных чисел передач привода

1.Передаточное число привода:

Передаточное число привода U ПР представляет собой произведение передаточных чисел клиноременной U РЕМ , цепной U ЦЕП передач и зубчатого редуктора U Р , то есть:

U ПР = U РЕМ U Р U ЦЕП .

Расчёт значений множителей начинают с назначения передаточного числа редуктора Ц2У-315Н по стандартным значениям и относительно этого числа ведут дальнейший расчёт, выполняя условие, чтобы передаточные числа открытых передач также находились в допустимых значениях: для клиноремённых – 1,5…4, для цепных – 2…5. Для того чтобы габаритные размеры открытых передач не были чрезмерно большими, следует придерживаться минимальных величин рекомендуемых значений передаточных чисел, не доводя их до наибольших.

6.3.2. Расчёт частоты вращения каждого вала привода

Частота вращения валов определяется с учетом рассчитанных передаточных чисел клиноремённой передачи, зубчатого редуктора и цепной передачи привода.

1. Частота вращения первого вала (соосного с валом электродвигателя) (мин -1):

n I = n ВХ .

2. Частота вращения второго вала привода (мин -1) – входного (быстроходного) вала редуктора после клиноремённой передачи:

3. Частота вращения третьего вала привода (мин -1) – выходного вала редуктора:

4. Частота вращения четвёртого вала привода (мин -1) – вала большой звёздочки цепной передачи – рабочего вала исполнительного механизма:

6.4. Расчёт вращающего момента на каждом валу привода

Вращающий момент Т (Нм), передаваемый каждым валом привода, определяется с учетом мощности Р (кВт) и частоты вращения вала n (мин -1):

1. Для первого вала привода:

2. Для второго вала привода:

3. Для третьего вала привода:

4. Для четвёртого вала привода:

6.5. Полученные в результате расчётов данные сводят в таблицу.

Таблица 2 – Нагрузочные и кинематические характеристики на валах

Р, (кВт)

n , (мин -1 )

Т, (Нм)

Требуемая мощность привода определяется по формуле :

где Т 2 – момент на выходном валу (Нм);

n 2 – частота вращения выходного вала (об/мин).

      Определение требуемой мощности электродвигателя.

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле

где η редуктора – КПД редуктора;

Согласно кинематической схеме заданного привода КПД редуктора определяется по зависимости:

η редуктора = η зацепления η 2 подшипников η муфты ,

где η зацепления – КПД зубчатого зацепления; принимаем η зацепления = 0,97 ;

η подшипников – КПД пары подшипников качения; принимаем η подшипников = 0,99 ;

η муфты – КПД муфты; принимаем η муфты = 0,98 .

1.3. Определение частоты вращения вала электродвигателя.

Определяем диапазон оборотов, в котором может находится синхронная частота вращения электродвигателя по формуле:

n с = u n 2 ,

где u – передаточное число ступени; выбираем диапазон передаточных чисел, который рекомендуется для одной ступени цилиндрической зубчатой передачи в интервале от 2 – 5 .

Например : n с = u n 2 = (2 – 5)200 = 400 – 1000 об/мин.

1.4. Выбор электродвигателя.

По величине требуемой мощности электродвигателя Р потр. (с учетом, что Р эл.дв. Р потр. ) и синхронной частоте вращения вала n с выбираем электродвигатель :

серия …..

мощность Р = ……кВт

синхронная частота вращения n с = …..об/мин

асинхронная частота вращения n 1 = …..об/мин.

Рис. 1. Эскиз электродвигателя.

1.5. Определение передаточного числа редуктора.

По расчетному значению передаточного числа выбираем стандартное значение, с учетом погрешности, из ряда передаточных чисел . Принимаем u ст. = ….. .

1.6. Определение, частот вращения и крутящих моментов на валах редуктора.

Частота вращения входного вала n 1 = ….. об/мин.

Частота вращения выходного вала n 2 = ….. об/мин.

Крутящий момент на колесе выходного вала:

Крутящий момент на шестерне входного вала:

2. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.

2.1. Проектировочный расчет.

1. Выбор материала колес.

Например :

Шестерня Колесо

Н B = 269…302 Н B = 235…262

Н B 1 = 285 Н B 2 = 250

2. Определяем допускаемые контакты напряжения для зубьев шестерни и колеса :

где H lim – предел выносливости контактной поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений; определяется в зависимости от твердости поверхности зубьев или задается числовое значение ;

Например : H lim = 2HB +70.

S H – коэффициент безопасности; для зубчатых колес с однородной структурой материала и твердость поверхности зубьев HB  350 рекомендуется S H = 1,1 ;

Z N – коэффициент долговечности; для передач при длительной работе с постоянным режимом нагружения рекомендуется Z N = 1 .

Окончательно за допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из двух значений допускаемых контактных напряжений колеса и шестерни [ Н ] 2 и [ Н ] 1:[ Н ] = [ Н ] 2 .

3. Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев .

где Е пр – приведенный модуль упругости материалов колес; для стальных колес можно принять Е пр = 210 5 МПа ;

ba – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; для колес расположенных симметрично относительно опор рекомендуется ψ ba = 0,2 – 0,4 ;

К H – коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям.

Для определения коэффициента К H необходимо определить коэффициент относительной ширины зубчатого венца относительно диаметра ψ bd : ψ bd = 0,5ψ ba (u 1)=….. .

По графику рисунка ….. с учетом расположения передачи относительно опор, при твердости НВ  350, по величине коэффициента ψ bd находим: К H = ….. .

Вычисляем межосевое расстояние:

Например :

Для редукторов межосевое расстояние округляем по ряду стандартных межосевых расстояний или ряду Ra 40 .

Назначаем а W = 120 мм.

4. Определяем модуль передачи.

m = (0,01 – 0,02)а W = (0,01 – 0,02)120 = 1,2 – 2,4 мм.

По ряду модулей из полученного интервала назначаем стандартное значение модуля: m = 2 мм.

5. Определяем число зубьев шестерни и колеса.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяем из формулы: а W = m (z 1 +z 2 )/2;

отсюда z = 2а W /m = …..; принимаем z = ….. .

Число зубьев шестерни: z 1 = z /(u 1) = …..

Для устранения подрезания зубъев z 1 z min ; для прямозубого зацепления z min = 17 . Принимаем z 1 = ….. .

Число зубьев колеса: z 2 = z - z 1 = .. Рекомендуется z 2  100 .

6. Уточняем передаточное число.

Определяем фактическое передаточное число по формуле:

Погрешность значения фактического передаточного числа от расчетного значения:

Условие точности проектирования выполняется .

За передаточное число редуктора принимаем u факт = ….. .

7. Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса.

Для колес нарезанных без смещения инструмента:

    диаметры начальных окружностей

d W = d

    угол зацепления и угол профиля

α W = α = 20º

    делительные диаметры

d 1 = z 1 m

d 2 = z 2 m

    диаметры вершин зубьев

d а1 = d 1 +2 m

d а2 = d 2 +2 m

    диаметры впадин

d f 1 = d 1 –2,5 m

d f 2 = d 2 –2,5 m

    высота зуба

h = 2,25 m

    ширина зубчатого венца

b w = ψ ba а W

    ширина венца шестерни и колеса

b 2 = b w

b 1 = b 2 + (3 – 5) = ….. . Принимаем b 1 = ….. мм.

    проверяем величину межосевого расстояния

a w = 0,5 (d 1 + d 2 )

Загрузка...