Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Детали машин. Учебное пособие.pdf
Рис. 2.4. Кинематическая схема привода с одноступенчатым
коническим редуктором и клиноременной передачей:
1 – электродвигатель; 2 – клиноременная передача;
3 – конический редуктор; 4 – муфта
Рис. 2.5. Кинематическая схема привода с цилиндрическим
одноступенчатым вертикальным редуктором
(с нижним расположением шестерни) и плоскоременной передачей:
1 – электродвигатель; 2 – клиноременная передача;
3 – цилиндрический редуктор; 4 – муфта
11
Рис. 2.6. Кинематическая схема привода с червячным редуктором и
открытой цепной передачей:
1 – электродвигатель; 2 – клиноременная передача;
3 – червячный редуктор; 4 – муфта
2. Угловая скорость, с
–1
тπ
, (2.2)
=ω
30
где ω – угловая скорость, с–1; n – частота вращения, мин–1.
3. Передаточное число
n
ω
1
1
i =
=
ω
12
, (2.3)
n
2
2
где i > 1 – понижающая передача (редуктор); i < 1 – ускоряющая
=
η
=
передача (мультипликатор); i = var – вариатор (случай плавного ускорения).
В случае если в приводе используются несколько последовательно соединённых передач, то общее передаточное чисел определяется
как произведение передаточных числе отдельных механических
передач.
Когда привод предполагает последовательное соединение несколько механических передач, то для определения передаточного
отношения (числа) используют следующую формулу:
. (2.4)
iiii ...
n
21общ
4. Вращающий момент Т, Н·м
P
или
=
T
ω
T 9550
=
P
, (2.5)
n
где Р – мощность, кВт; n − частота вращения, мин –1; ω – угловая скорость, с–1.
5. Коэффициент полезного действия передачи – безразмерная величина (всегда меньше единицы), характеризующая потери в механических передачах, возникающие в результате механических и других потерь. Например, если входная мощность редуктора P1, а выходная P2, то
коэффициент полезного действия будет определяться по формуле
P
2
. (2.6)
=η
P
1
Из формулы (2.6) следует, что мощность от входа привода к вы-
ходу будет уменьшаться
.
PP
12
Если в приводе исполнительного механизма используются несколько механических передач, то общий коэффициент полезного действия привода будет равен
. (2.7)
ηηη=η ...
n
21
13
Из формулы (2.7) следует, что общий коэффициент полезного
действия привода будет меньше любого коэффициента полезного действия передач, входящих в привод.
2.2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТЫ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОЙ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ
В современном производстве большинство технологических машин приводятся в действие посредством электродвигателей. Поэтому
проектирование привода начинают с определения требуемой мощности электродвигателя. Эту мощность определяют на основании исходных данных.
Требуемая мощность электродвигателя, кВт
P
т
=
P
треб
где η
η
η
= η
общ
– КПД передачи редуктора; η2 – КПД передачи с гибкой связью;
1
– КПД соединительной муфты; η4 – КПД подшипников качения.
3
– общий коэффициент полезного действия привода;
1η2η3η4
, (2.8)
η
общ
После определения требуемой мощности подбирают асинхронный электродвигатель трёхфазного тока по мощности, соответствующей расчётному значению Р
, причём в бóльшую сторону. Из прак-
треб
тики эксплуатации для приводных станций с одноступенчатым редуктором (кроме червячного), следует выбирать электродвигатели с синхронной частотой вращения n ≈ 1500 мин–1.
После выбора электродвигателя приступают к кинематическому
расчёту привода.
Определяется передаточное отношение приводной станции (далее
привода), которое можно представить, как
n
ас
u =
общ
, (2.9)
n
т
где nас – асинхронная частота вращения вала двигателя, мин–1; nт – частота вращения технологического вала, мин–1.
14
С другой стороны,
=
ηη=
, (2.10)
– передаточное
гибк.связи
где u
– передаточное число редуктора; u
редукт
uuu
гибк.связиредуктприв
число цепной или ременной передачи.
Полученное по формуле (2.9) значение u
общ
= u
следует раз-
прив
бить по ступеням. В случае, если проектируется редуктор специального назначения, то передаточные числа u
допускается не согласо-
редукт
вывать со стандартными значениями. Передаточное число ременной
передачи сдует взять из стандартного ряда.
После разбивки передаточного числа определяют частоту вращения или значения угловых скоростей валов привода:
n
i
n1−=
i
или
u
j
ω
i
1−
. (2.11)
=ω
i
u
j
Проводится расчёт мощностей на валах привода:
PP
. (2.12)
kjii
−1
Далее осуществляют определение вращающих моментов на валах
редуктора по одной из формул (2.5).
Заканчивают кинематический и энергетический расчёты привода
ориентировочным расчётом валов редуктора, в котором определяют
диаметры выходных концов валов из расчёта только на кручение
T
вх(вых)
вх(вых)
≥
d
3
, (2.13)
[ ]
2,0 τ
кр
где [τкр] – пониженное допускаемое напряжение на кручение для материала вала, принимают [τкр] = 15…25 МПа.
15
3. ЗУБЧАТЫЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ И КОНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
3.1. ДОСТОИНСТВА И НЕДОСТАТКИ
ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Зубчатые передачи получили набольшее распространение в современном машиностроении (рис. 3.1). Зубчатая передача состоит из
двух звеньев, меньшее звено принято называть шестернёй, а большее
колесом.
Перечислим основные преимущества зубчатых передач: постоянство передаточного числа; широкий диапазон передаваемых мощностей, скоростей и передаточных отношений, при сравнительно малых
размерах передачи; высокий коэффициент полезного действия
(0,96…0,99); незначительные нагрузки на валы.
К недостаткам зубчатых передач относится: высокая жёсткость
передачи; шум и наличие вибраций при высоких скоростях; высокая
точность изготовления и монтажа; отсутствие бесступенчатого регулирования передаточного числа.
Рис. 3.1. Цилиндрическая зубчатая передача
16
3.2. ВИДЫ РАЗРУШЕНИЯ ЗУБЬЕВ
Наиболее опасным видом разрушения зубчатых передач является
поломка зубьев (рис. 3.2, а), которая сопровождается поломкой самой
зубчатой передачи, а также выходом из строя и других деталей механизма (например, валов или подшипников) в результате попадания
кусков зубьев.
Причиной поломки зубьев может являться наличие перегрузок,
перекоса валов, неравномерность нагрузки по ширине зуба, а также
усталость материала, вызванная многократно повторяющимися нагрузками.
Для большинства закрытых быстроходных зубчатых передач, работающих в условиях смазки, наиболее опасным и распространённым
видом повреждений является усталостное выкрашивание на рабочих
поверхностях зубьев (рис. 3.2, б). Такой вид повреждений характеризуется появлением на рабочих поверхностях микротрещин (микроуглублений), с течением времени превращающихся в раковины. Природа усталостных трещин заключается в наличии концентраций напряжений из-за микронеровностей у поверхности. В зубчатых передачах, работающих в условиях значительного износа, выкрашивания
практически не наблюдается, так как рабочая поверхность зубьев изнашивается раньше, чем в ней появляются усталостные эффекты.
Рис. 3.2. Виды повреждённых зубьев
17
Зубчатые передачи, работающие в открытой среде, а также при
наличии абразивных частиц, разрушаются вследствие интенсивного
износа зубьев (рис. 3.2, в). Такой тип зубчатых передач используется в
строительной, горной, дорожной и прочих отраслях. В результате износа изменяется профиль зубьев, и, как следствие, увеличиваются зазоры в зацеплении, увеличиваются динамические нагрузки, а также
появляется шум и вибрации. По мере износа снижается прочность зуба
вследствие уменьшения его поперечных размеров, что, в конечном
счёте, может привести к поломке зуба. Для предупреждения указанных эффектов необходимо повышать твёрдость поверхности зубьев,
применять защиту от загрязнения.
При совместном действии высоких давлений на рабочую поверхность зубьев и больших скоростях, а также отсутствии смазочной
плёнки возникает молекулярное сцепление («сваривание») сопряжённых поверхностей зубьев – заедание зубьев (рис. 3.2, г). Это приводит
к вырыванию частиц с поверхности зубьев, попадающих на другие
трущиеся поверхности и вызывающих задиры, широкие и глубокие
задиры. Основными мерами для предупреждения заедания зубьев является применение противозадирочных масел.
3.3. СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Нагрузку, которую передаёт зуб, характеризуют нормальной силой Fn, которая направлена перпендикулярно внешней поверхности
зуба. При этом нормальная сила Fn направлена по линии зацепления,
а точкой её приложения является полюс Р.
Для прямозубого зацепления нормальную силу необходимо представить в виде двух сил: окружной Ft и радиальной Fr (рис. 3.3, а).
Окружную силу определяют по формуле, Н
2
T
2
, (3.1)
=
F
t
d
2
– радиальную, Н
, (3.2)
α= tgtrFF
18
а)
б)
Рис. 3.3. Усилия в зацеплении цилиндрических передач:
а – с прямым зубом;
б – с косым зубом
19
где T2 – крутящий момент на валу колеса, Н·мм; d2 – диаметр дели-
==α
тельной окружности колеса, мм;
(тангенс угла заце-
364,020tgtg
пления).
Для косозубого зацепления зубчатых колёс (рис. 3.3, б) окружную
силу определяют по формуле (3.1), а радиальную силу определяют, как
α
tg
=
FF
. (3.3)
tr
β
cos
За счёт наклона зубьев под углом β в передаче с косым зубом дополнительно возникает осевое усилие
. (3.4)
β= tgtaFF
3.4. КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ И
РАСЧЁТА ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
3.4.1. РАСЧЁТ ЗУБЬЕВ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ КОЛЁС
НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ
Основными факторами, вызывающими повреждение и выход из
строя зубчатых передач, является интенсивное изнашивание и поломка
зубьев. Причиной интенсивного износа является наличие контактных
напряжений (контактного износа) на рабочих поверхностях зубьев.
Значительные перегрузки ударного действия, а также наличие переменных циклических напряжений изгиба (число циклов NΣ ≥ 4·106)
вызывает поломку зуба.
Для предотвращения указанных повреждений проводят два прочностных расчёта: расчёт рабочих поверхностей зубьев на контактную
прочность и расчёт зубьев на изгиб. За основной принимают расчёт на
контактную прочность, так как этот расчёт позволяет предупредить не
только контактный износ, но и другие повреждения, вызывающие
отказ.
Для расчёта зубчатых передач воспользуемся рекомендациями
ГОСТ 21354–87, с некоторыми упрощениями, не нарушая сущности
ГОСТ и при этом обеспечивая достаточную точность расчётов.
20