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

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
u _рек	u _пред
Зубчатая цилиндрическая: тихоходная ступень во всех редукторах (u _т) быстроходная ступень редукторов, выполненных по развернутой схеме (u _б) быстроходная ступень соосных редукторов (u _б) 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 s_в, МПа	Предел текучести s_т, 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 ψ _bd или ψ _ba.

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния a_w (ψ _ba = b ₂ / a_w) 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 HRC_э).

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].