Cтраница 1

Общее передаточное число редуктора 1ред получают умножением передаточных чисел зубчатых пар, заключенных в редукторе.  

Определяем необходимое общее передаточное число редуктора при принятом числе оборотов электродвигателя - 1440 об / мин и общем времени на открывание и закрывание затвора t 7 сек.  

Применяются также сервомоторы с увеличенной скоростью вращения, имеющие общее передаточное число редуктора 1: 1400 и скорость вращения выходного вала 1 об / мин. Время рабочего хода такого сервомотора равно 15 сек.  

Вращатель состоит из асинхронного электродвигателя переменного тока или двигателя постоянного тока мощностью 1 2 - 1 5 кет, червячного редуктора и пары цилиндрических шестерен и вала с зажимным патроном. Общее передаточное число редуктора должно быть таким, чтобы окружная скорость на поверхности трубы равнялась заданной скорости сварки.  

Каждый редуктор имеет 12 исполнений по числу передаточных чисел. Изменение общего передаточного числа редуктора производится путем изменения передаточных отношений первых трех быстроходных пар зубчатых колес. Все быстроходные зубчатые пары выполнены косозубыми, последние две пары - коническая и цилиндрическая - имеют прямозубую передачу. Характеристика основных моделей редукторов в различных их исполнениях приведена в табл. 10.3. Срезной предохранительный палец редуктора рассчитан на отключение привода при возникновении на приводной звездочке крутящего момента, в 1 5 раза превышающего максимальный, указанный в табл. 10.3, для тихоходного вала. При срезе пальца приводная звездочка перестает вращаться, а конечный выключатель отключает питание электроэнергией тягового двигателя. Общий КПД редуктора от 0 85 до 0 92 в зависимости от модели и схемы выполнения. Размеры редуктора, показанные на рис. 10.12, в, относятся к модели КДВ-350М. Быстроходный вал редуктора через муфту соединен непосредственно с валом электродвигателя или с валом вариатора скоростей. Вариаторы устанавливают только в приводах грузонесущих конвейеров, требующих в процессе работы изменения скорости движения конвейера.  

Кинематический расчет сводится к определению общего передаточного числа редуктора и отдельных его ступеней и уточнению принятой кинематической схемы. Передаточные числа между ступенями распределяются в зависимости от вида передач (цилиндрические, конические или червячные) и величины общего передаточного числа редуктора. В свою очередь общее передаточное число зависит от угловых скоростей входного и выходного валов.  

На рисунке показана кинематическая схема двухступенчатого цилиндрического редуктора с шевронными колесами. Угловая скорость быстроходного вала пб 1500 об / мин. Определить общее передаточное число редуктора, угловые скорости промежуточного и тихоходного валов и межосевые расстояния каждой ступени, если торцовый модуль ms 2 5 мм.  

На рисунке показана кинематическая схема двухступенчатого цилиндрического редуктора с шевронными зубчатыми колесами. Частота вращения быстроходного вала ng 1500 об / мин. Определить общее передаточное число редуктора, частоту вращения промежуточного и тихоходного валов и межосевые расстояния каждой ступени, если торцовый модуль ms 2 5 мм.  

В вариантах 5, 6 и 7 привод не компонуется. В эскизном проекте для этих вариантов необходимо увеличить расстояние между осью барабана и осью выходного вала редуктора. Кроме того, уменьшение общего передаточного числа редуктора и использование в нем колес высокой твердости позволит сократить его габаритные размеры. Если при выполнении перечисленных условий редуктор все же будет накладываться на опору барабана, то для обеспечения возможности компоновки привода необходимо спроектировать специальную опору барабана. Таким образом, сохранение рассматриваемого варианта схемы возможно только за счет сокращения уровня стандартизации узла.  

В вариантах 5, 6 и 7 привод не компонуется. В эскизном проекте для этих вариантов необходимо увеличить расстояние между осью барабана и осью выходного вала редуктора. С другой стороны, уменьшение общего передаточного числа редуктора и использование в нем колес с высокой твердостью позволит сократить его габариты. Если при выполнении перечисленных условий редуктор все же будет накладываться на опору барабана, то для обеспечения возможности компоновки привода необходимо спроектировать специальную опору барабана. Таким образом, сохранение рассматриваемого варианта схемы возможно только за счет сокращения уровня стандартизации узла.  

Страницы:      1

По известным значениям скоростей на входе n ном иn вых определяем общее передаточное отношение редуктора по формуле:

Подставляя полученные в предыдущем пункте значения n ном иn вых получаем:

Определение числа ступеней

Поскольку в ТЗ для определения числа ступеней задан критерий минимизации массы, то согласно имеем формулу

(3), где

k - расчетное число ступеней ЭМП;

i 0 - общее передаточное отношение,i 0 =225;

с 2 - коэффициент, определяемый для равнопрочных передач на изгиб по формуле:

, где

K 3 ,K 4 – коэффициенты, учитывающие зависимость массы шестерни от конструктивного оформления. Выбирается из таблицы.K 3 =0.5, K 4 =4.

Подставляя значения в (3) получаем:

Округляя до ближайшего большего целого получаем, что количество ступеней редуктора k=4.

Распределение общего передаточного отношения по ступеням

Таблица 1

Поскольку выбор числа зубьев осуществляется из рекомендуемого стандартного ряда , результирующее передаточное отношение может несколько отличаться от расчетного. Погрешность (Δi) фактического передаточного отношения от расчетного не должна превышать 10%, где

.

Фактическое передаточное отношение i фактич находим по формуле:

.

Вычисляем погрешность передаточного отношения:

Следовательно, выбор числа зубьев колес и шестерен был произведен верно.

Кинематическая схема редуктора показана на рис.1.

Рис.1. Кинематическая схема ЭМП

Силовой расчет эмп Проверочный расчет выбранного двигателя по статической нагрузке

Так как на данном этапе проектирования известна кинематическая схема ЭМП, то из соотношения приведения моментов :

(4), где

M i ,M i – момент нагрузки наi-ом иj-ом валах;

i ij – передаточное отношениеi-го иj-го вала;

η ij – КПД передачи,η ij =0.98;

η подш – КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал,η подш =0.99.

Поскольку в момент пуска двигателя нужно учесть инерционность двигателя и нагрузки, необходимо, чтобы двигатель обеспечивал нужное угловое ускорение нагрузки. На выходном валу с учётом динамической составляющей действует следующий момент:

М Σ = М н + J н  н =0.35+0.2*10=2.35 (Н*м)

Для того чтобы проверить правильность выбора двигателя, необходимо привести момент на выходном валу к валу двигателя по формуле (4) для каждого вала, начиная от выходного, и сравнить пусковой момент двигателя с приведённым моментом.

Ведем расчёт последовательно к валу двигателя:

Выполним предварительную проверку правильности выбора двигателя:

По паспортным данным М пуск =11.8·10 -3 Н·м, то есть 11.8≥11.8 – верно => двигатель выбран правильно. То есть выбранный двигатель сможет обеспечить нужно угловое ускорение нагрузки при старте.

Определение модуля зацепления

Модуль зацепления определяется из расчета зубьев на прочность (изгибную и контактную). Поскольку в проектировании ЭМП предполагается открытый тип передач, то расчет зубьев на изгиб является проектным.

При проверочном расчете по известной геометрии зубьев и заданным нагрузкам определяют действующие контактные напряжения σ н и проверяется условие σ н ≤[σ н ].

Расчет на изгибную прочность проводят для наиболее нагруженной ступени редуктора, т.е. в нашем случае для ступени Z­ 8 -Z 7 . При этом модуль определяется по менее прочному колесу зубчатой элементарной пары соотношением:

(5), где

m– модуль прямозубых колес;

K– коэффициент расчетной нагрузки,K=1.1...1.5 (выбирается согласно ), выбираем значениеK=1.3;

M – крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо [Н·м],

Y F – коэффициент формы зуба, выбирается из таблицы , в нашем случаеY F =3.73;

ψ в – коэффициент формы зубчатого венца, для мелкомодульных передач ψ в =3...16 (согласно ), выбираем ψ в =6;

– допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб [МПа];

Z– число зубьев рассчитываемого колеса.

Если при определении модуля mпо формуле (5) дало значение < 0.3 мм, то, исходя из конструктивных соображений, модуль принимают равным 0.3 мм.

У шестерни материал берем прочнее. Выбираем материал из рекомендуемых пар:

Шестерни: сталь 20Х

Термообработка: объемная закалка (должны быть прочнее)

 = 7.85 г/см 3

 в = 850 Мпа – предел прочности

 т = 630 Мпа – предел текучести

Колеса: сталь 50

Термообработка: поверхностная закалка

 = 7.85 г/см 3

 в = 800 Мпа – предел прочности

 т = 590 Мпа – предел текучести

[σ F ]=

, где

σ FR – предел выносливости на изгибе;

К FC – коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса;

К FL – коэффициент долговечности;

δ F – коэффициент запаса прочности (т.к. условие работы кратковременное, то δ F =2.2);

К FC =1, для нереверсионных передач.

К FL =

, где

N Н – число циклов нагружения

n– частота вращения зубчатого колеса,n=20 об / мин,

c– число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым, с=1,

L– срок службы передачи,L=100 часов.

N Н =60·20·1·100=120000 оборотов

К FL = (4000000/120000)^1/6 = 1.794

И у шестерен, и у колес σ FR =550 МПа.

[σ F ]=

= 550·1·1.794/2.2 = 448.5 МПа

Для шестерен значения Y f больше, чем для колес, а, следовательно, и отношениеY f /[σ f ] больше, поэтому расчет веду по шестерне.

Подставляя данные в формулу (5) получаем

Исходя из конструктивных соображений, назначаем модули зацепления на все передачи равными 0.3 мм.

Определение допускаемых напряжений для шестерен и колес

[σ н ] =σ HR ·Z R ·Z V ·K HL 1,2 /δ H 12, где

σ HR – предел контактной выносливости поверхности зубьев;

σ HR шестерен = 18·HRC+150 = 18·52+150 = 1086 МПа;

σ HR колес = 17·HRC+200 = 17·48+200 = 1016 МПа;

Z R – коэффициент шероховатости сопряженных поверхностей,Z R =1;

Z V – коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса,Z V =1;

δ H 12 – коэффициент безопасности, δ H 12 = 1/2;

K HL – коэффициент долговечности

K HL =

, где

N H = 120000 оборотов

N HO = 1,5*10 8 для закаленных доHRC45...50 шестерен

K HL = =

[σ н ] шестерен = 1086·1·1·3.282/1.2 = 2970 МПа

[σ н ] колес = 1016·1·1·3.282/1.2 = 2778 МПа

Следовательно, допускаемое контактное напряжение

[σ н ] = 2778 МПа

Допускаемое напряжение изгиба