2022_МУ_РАСЧЕТ 1 РЦ. Методические указания по проектированию зубчатых цилиндрических передач по дисциплине Детали машин для студентов всех форм обучения Екатеринбург
 Скачать 1.61 Mb.
|
|
n ДВ = n ВЫХ * u РЕД u ОП (12) где u ред – передаточное число редуктора ОП передаточное числооткрытой цепной передачи. С целью сокращения времени на выбор электродвигателя, отвечающего требованиям исходных данных к проектированию машины, надо рассчитать диапазон возможных частот вращения вала электродвигателя (по значениям передаточных чисел, приведенных в табл. 8): n дв min = n ВЫХ РЕД min ОП n дв max = n ВЫХ РЕД max ОП 11 Таблица 8 – Значения передаточных чисел Вид передачи Передаточное число наименьшее наибольшее Зубчатая цилиндрическая быстроходная ступень 3,15 5,0 тихоходная ступень 2,50 5,0 Цепная передача 2,00 4,0 Примечание. Быстроходной называется та передача, которая ближе к электродвигателю. Затем по каталогу электродвигателей (табл. 9) надо выбрать несколько электродвигателей, имеющих одинаковую мощность, но большую, чем рассчитанная по ф. (10); ˗ частоту вращения вала, входящую в диапазон от n дв min до n дв max, рассчитанный по формулам (13). Приведенные в табл. 9 электродвигатели могут иметь одинаковую мощность, но разные частоты вращения валов. Например, электродвигатели мощностью 4 кВт могут иметь частоту вращения вала 3000об/мин, 1500 об/мин, 1000 об/мин и 750 об/мин. Из них надо выбрать ОДИН, который обеспечит заданную частоту вращения вала на выходе привода n ВЫХ. Таблица 9 – Двигатели закрытые обдуваемые единой серии А по ГОСТ 19523-81 Мощность Р, кВт Синхронная частота вращения вала электродвигателя, об/мин 3000 1500 1000 750 Марка n дв Марка n дв Марка n дв Марка n дв 1,5 А 2850 80B4 1415 90L6 935 100L8 700 2,2 В 90L4 1425 100L6 950 112MA8 3,0 90L2 2840 100S4 1435 112MA6 955 112MB8 4,0 100S2 2880 100L4 1430 112MB6 950 132S8 720 5,5 100L2 112M4 1445 132S6 965 132M8 7,5 112M2 2900 132S4 1455 132M6 970 160S8 730 11,0 132M2 132M4 1460 160S6 975 160M8 Примечание. Пример условного обозначения электродвигателя мощностью 11 кВт с синхронной частотой вращения вала, равной 1500 об/мин: Электродвигатель А М У ГОСТ 19523–81 Примечание При выборе электродвигателя по табл. 9 следует иметь ввиду, что с увеличением частоты вращения его вала растет КПД. Однако, одновременно увеличивается суммарное передаточное число привода, следовательно, габариты, металлоемкость и стоимость привода. После предварительного выбора нескольких электродвигателей надо создать табл. 5 параметров к окончательному выбору электродвигателя по Р ДВ > РАСЧ Р и частоте вращения вала двигателя из диапазона : ДВ min ДВ ДВmax n n n . Затем для каждого электродвигателя надо выполнить расчеты по формулами Фактическое передаточное число привода – это частное отделения частоты вращения вала двигателя и частоты вращения на выходе привода Ориентировочное значение передаточного числа редуктора можно вычислить по формуле) Затем по ГОСТ 2185-66 надо выбрать БЛИЖАЙШЕЕ стандартное значение передаточного числа редуктора (табл. 10). Таблица 10 – Распределение общего передаточного числа двухступенчатого цилиндрического редуктора по ступеням согласно ГОСТ 2185-66 u РЕД 2,5 3,15 4,0 5,0 6,3 8,0 10,0 u РЕД 2,8 3,55 4,5 5,6 7,1 9,0 11,2 После выбора стандартного передаточного числа редуктора надо вычислить передаточное число открытой цепной передачи с точностью до сотых долей Σ ОП РЕД u u = u (16) Результаты вычисления надо занести в табл. 11 и выписать марку, габаритные размеры и диаметр вала выбранного электродвигателя. Таблица 11 – Таблица параметров к выбору электродвигателя (например) Параметр № 1 № 2 № 3 Частота вращения вала без нагрузки n синхр об/мин 750 1000 1500 Частота вращения вала под рабочей нагрузкой n ДВ об/мин 730 970 1455 Фактическое передаточное число привода Стандартное передаточное число редуктора, РЕД Фактическое передаточное число открытой передачи u ОП Примечание . Синхронная частота вращения вала электродвигателя – это частота вращения вала без нагрузки, те. вхолостую, n синхр. При проектировочном расчете редуктора следует согласовать его размеры с размерами выбранного электродвигателя, чтобы получился рациональный по габаритам привод. дв вых n u РЕД ФАКТ 13 1.4 Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора После окончательного выбора электродвигателя, вычисления и согласования со стандартным передаточного числа редуктора перейти к вычислению его основных энергосиловых и кинематических параметров мощностей, крутящих моментов и частот вращения каждого вала редуктора. Запас мощности электродвигателя, те. отклонение стандартной (номинальной) мощности электродвигателя от требуемой мощности Р ТРЕБ : ДВ ТРЕБ ДВ P - P ΔP = *100% [20%] P (17) Расчет мощностей на валах редуктора можно выполнять ˗ по стандартной мощности электродвигателя Р ДВ , если ее отклонение от требуемой мощности электродвигателя Р ТРЕБ не превышает [20%]; ˗ по требуемой мощности электродвигателя Р ТРЕБ. если Р > [20%]. Расчеты параметров редуктора для схемы привода, показанной на рис. 2: ˗ мощность на первом валу редуктора Р = Р ДВ * М * η ПК ˗ мощность на втором валу редуктора Р = Р * η ПК * РЕД частота вращения первого вала редуктора 1 ДВ n = n где n ДВ – частота вращения вала двигателя под нагрузкой (см. табл. 5) ˗ частота вращения второго вала редуктора РЕД СТД n n = u ˗ крутящие моменты, передаваемые валами, Нм Т РТ Р / n 2 (18) На начальном этапе проектирования редукторных передач диаметры валов определяют из ориентировочного расчета на чистое кручение по заниженным допускаемым напряжениям [ ] 3 i 3 Вi кр 16 T 10 d , мм τ (где Т – крутящий момент, передаваемый валом, Нм (i =1 для первого вала редуктора i = 2 для второго вала редуктора кр – допускаемые напряжения кручения кр = 15…25 МПа [8, с. 161]. 14 Полученные значения диаметров валов редуктора следует округлить до ближайшего значения по нормальным рядам чисел согласно ГОСТ 6636–69. Результаты вычислений следует занести в сводную таблицу параметров редуктора (форма таблицы представлена в табл. 12). Таблица 12 – Сводная таблица основных параметров передач редуктора Валы u РЕД СТД Р i , кВт n i , об/мин Т Нм мм I II Примечание. Все результаты вычислений занести в таблицу 6 и использовать при проектировании передачи редуктора. По завершении раздела следует сделать выводы о проделанной работе. 2 ВЫБОР СОЕДИНИТЕЛЬНОЙ УПРУГОЙ МУФТЫ Вал электродвигателя соединяют с быстроходным валом редуктора упругими муфтами. Упругие муфты смягчают толчки и удары (например, припуске или внезапном останове машины, защищают машину от резонансных явлений вследствие неравномерности вращения соединяемых муфтой валов, допускают соединение валов с перекосом осей дои радиальным смещением их осей до 0,15 мм, а также с осевым смещением до 3 мм. Упругие муфты особенно эффективны в реверсивных приводах [9, с. 350]. К наиболее распространенным упругим муфтам с несколькими упругими элементами, работающими на сжатие, относят муфты упругие втулочно-пальцевые (МУВП), изготавливаемые по ГОСТ 21424-93 (рис. 3). Упругие муфты относят к постоянным муфтам. Они передают вращение и энергию от одного вала к другому посредством резиновых гофрированных втулок (с наружными гофрами), надетых на гладкую часть пальцев-болтов, соединяющих полумуфты (Рисунок 2). Так как эти муфты обладают большой радиальной и угловой жесткостью, то нагрузку от муфт на валы и их опоры можно не учитывать [9, с. 350]. Работа МУВП сопровождается потерями, которые оценивают КПД, равным 0,98 [9, с. 7]. Муфты выбирают по стандартам в зависимости от диаметров соединяемых валов и величины расчетного крутящего момента Т РАСЧ К Т НОМ К – расчетный коэффициент, учитывающий режим передаваемой нагрузки К = 1,1…1,4 при спокойной нагрузке и малых разгоняемых массах привода (конвейеры, транспортеры К 1,5…2,0 при неравномерной нагрузке и средних разгоняемых массах (поршневые компрессоры, металлорежущие станки К при ударной нагрузке и больших разгоняемых массах (молоты, прокатные станы) [9, с. 334]. 15 Рисунок 3 – Муфта упругая втулочно-пальцевая Поскольку электродвигатель – стандартное изделие, то размер диаметра его вала является определяющим при выборе муфты. Диаметр вала редуктора, (табл. 12), следует согласовать со стандартной полумуфтой. При эксплуатации привода довольно часто приходится снимать полумуфту с вала редуктора и затем вновь надевать навал, поэтому посадка полумуфты навал переходная. Следовательно, если выполнить конец вала цилиндрическим, то при переборках соединения натяг будет уменьшаться. Чтобы при эксплуатации привода сохранить посадку полумуфты навал редуктора, конец вала под полумуфту выполняют коническим. При конической форме посадочной поверхности вала и полумуфты натяг можно сохранить за счет насаживания полумуфты в осевом направлении все ближе к подшипнику с каждой переборкой соединения. Для соединения тихоходного вала редуктора с валом исполнительного органа используют муфту того типа, который задан кинематической схемой привода, например, зубчатую муфту рис. 1). Стандартами допускается сочетание полумуфт разных типов и исполнений с различными диаметрами посадочных отверстий в пределах одного номинального вращающего момента [10, с. 263]. Пример выбора стандартной муфты упругой втулочно-пальцевой (МУВП). Величина номинального вращающего момента, который следует передать с вала электродвигателя на входной вал редуктора Т НОМ = 87 Нм Нагрузка спокойная, значит Т РАСЧ = 1,25*87 = 108,75 Нм. Д иаметр вала выбранного электродвигателя d ДВ = 36 мм и диаметр входного вала редуктора В = 25 мм. Следует выбрать муфту, способную соединить эти два вала и передать расчетный момент. По ГОСТ 21424-93 выбрана муфта МУВП У, при этом диаметр входного вала редуктора придется увеличить с 25 мм до 32 мм. В обозначении муфты Т – предельный вращающий момент T = 200 Н м(должен быть не менее Т РАСЧ ); (36 – I.1) – полумуфта для вала электродвигателя d ДВ = 36 мм, отверстие цилиндрическое, длина полумуфты l = 80 мм (32 – II.2) – полумуфта для входного вала редуктора d В = 32 мм, отверстие в полумуфте коническое, длина полумуфты l = 38 мм У – климатическое исполнение конструкции муфты Уральская зона». Муфта допускает погрешности расположения соединяемых валов – радиальное смещение осей соединяемых муфтой валов мм 16 – угловое смещение осей соединяемых муфтой валов / 0 00 1 . Итак, при выборе стандартной муфты для соединения с валом электродвигателя диаметр входного вала редуктора пришлось увеличить с 25 мм до 32 мм (это минимальное значения диаметра вала для муфт, передающих крутящий момент 200 Нм. 3 РАСЧЕТЫ РЕДУКТОРНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ Алгоритм проектирования цилиндрических зубчатых передач 1. Выбрать материалы и термообработку для изготовления шестерни, и колеса передачи. 2. Вычислить допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба. 3. Назначить степень точности изготовления передачи. 4. Вычислить расчетный крутящий момент. 5. Определить межосевое расстояние передачи исходя из условия контактной прочности зубьев колеса. 6. Произвести согласование межосевого расстояния с ГОСТ 2185 – 66. 7. Рассчитать основные геометрические и кинематические параметры передачи. 8. По величине фактической окружной скорости в зацеплении уточнить степень точности изготовления передачи и величину расчетного крутящего момента. 9. Произвести проверочные расчеты зубьев шестерни и колеса на усталостную прочность. 10. Выполнить эскизную компоновку рассчитанной передачи. 11. Сконструировать шестерню и колесо. 12. Выбрать подшипники для опор валов передачи. 13. Произвести проверочный расчет выбранных подшипников, по результатам которого сконструировать опорные узлы валов передачи. 14. Выбрать сорт и способ смазки зацеплений и подшипников. Вычислить требуемый объём масляной ванны и уровни масла в редукторе. 15. Сконструировать и проверить на усталостную прочность валы редуктора. 16. Сконструировать корпусные детали передачи. 17. Выбрать стандартные фланцевые крышки и уплотнения для подшипников, а также весь необходимый для сборки редуктора крепеж. 18. Вычертить редуктор в трех проекциях. 19. Назначить допуски и посадки. Проставить все необходимые для сборочного чертежа размеры и надписи (технические требования и техническая характеристика. 20. Составить спецификацию редуктора. Проставить позиции спецификации на чертеже. Завершить оформление чертежа. 3.1 Основные сведения к расчетам зубчатых передач При расчетах зубчатых передач (цилиндрических и конических) следует иметь ввиду, что твердость поверхностей зубьев шестерни (НВ 1 ) должна быть выше, чему зубьев колеса (НВ 2 ), так как каждый зуб шестерни попадает под нагрузку в передаточное число раз чаще зуба колеса чем тверже поверхность зубьев, тем они прочнее, тем меньше габаритные размеры передачи объемную закалку зубьев не следует применять (особенно для косозубых колес, так как она приводит к короблению зубьев и к изменению структуры материала – снижению его пластичности поверхностное упрочнение следует применять только при необходимости значительного уменьшения габаритных размеров ступени редуктора на стадии проектного расчета передачи (определение межосевого расстояния) следует назначать ю или ю степени точности изготовления передач, так как ю степень точности не рекомендуют применять вред ук торных зубчатых передачах если проверочный расчет по контактным напряжениям покажет запас прочности зубьев колес более [20%], лучше всего уменьшить коэффициент ширины зубчатого венца Ψ ba до его предыдущего значения в стандартном ряду коэффициентов или следует перейти к предыдущему значению межосевого расстояния передачи по стандартному ряду запас прочности зубьев по контактным напряжениями по напряжениям изгиба F не должен превышать [20%]. Однако, основной вид разрушения редукторной зубчатой передачи – это усталостное выкрашивание контактных поверхностей зубьев (Питтинг-процесс), поэтому запас прочности зубьев по напряжениям изгиба может превышать [20%]. 3.2 Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений При выборе материалов зубчатых колес следует учитывать назначение передачи, условия эксплуатации, требования к габаритным размерам передачи и технологию изготовления колес. Зубчатые колеса редукторов в большинстве случаев изготавливают из сталей, подвернутых термическому упрочнению. Чугуны применяются для малонагруженных или редко работающих передач, для которых габариты и масса не имеют определяющего значения. На практике, в основном, применяют следующие сочетания материалов и термической обработки (ТО) [9, с. 8]: I – марки сталей одинаковы для шестерни и колеса 45, Х, 40 ХН и др при этом в качестве ТО назначают улучшение II – марки сталей одинаковы для шестерни и колеса Х, 40 ХН и др при этом ТО колеса – улучшение, а шестерни – улучшение и закалка ТВЧ; III – марки сталей одинаковы для шестерни и колеса Х, 40 ХН и др при этом ТО колеса и шестерни одинаковая – улучшение и закалка ТВЧ; IV – материал колеса – стали Х, 40 ХН, ХМ и др. с ТО улучшение и закалка ТВЧ. Материал шестерни – сталь марки Х, 20ХН2М, 18ХГТ, ХНА и др. с ТО улучшение, цементация и закалка V – марки сталей одинаковы для шестерни и колеса Х, 20ХН2М, 18ХГТ, ХНА и др при этом одинаковая ТО – улучшение, цементация и закалка. Наряду с цементацией возможно применение нитроцементации и азотирования, при которых образуется тонкий поверхностный упрочненный слой. Чем выше твердость рабочей поверхности зуба, тем выше допускаемые контактные напряжения и тем меньше размеры передачи. Поэтому для редукторов, к размерам которых не предъявляют особых требований, следует применять дешевые марки сталей типа стали 45 или стали Х с ТО по вариантам I или II. 18 Стали I и II группы позволяют производить чистовое нарезание зубьев после термообработки, что позволяет получить высокую точность зубьев без применения дорогостоящих отделочных операций. Зубчатые колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при ударных нагрузках. Поэтому для редукторов, к размерам которых не предъявляют особых требований, редукторов индивидуального и мелкосерийного производства назначают стали I или II группы. Для лучшей приработки рекомендуется назначить материал шестерни и колеса с соотношением твердости |