Расчет и конструирование приводов

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «ВОСТОЧНО-СИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Расчет и конструирование приводов

Справочно-методическое пособие по курсу «Детали машин и основы конструирования»

Улан-Удэ

2006

Издательство ВСГТУ

Расчет и конструирование приводов.

Справочно-методическое пособие по курсу «Детали машин и основы конструирования».

Предназначено для студентов механических специальностей всех форм обучения, выполняющих курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы конструирования», «Детали машин».

Данное справочно-методическое пособие издается в соответствии с рабочей программой по курсам «Детали машин и основы конструирования», «Детали машин». Рассмотрено и одобрено кафедрой «Детали машин, ТММ», методической комиссией машиностроительного факультета.

Составители: Балдаев В.П., Битуев И.К., Павлов А.Н. Под редакцией Балбарова В.С.

Ключевые слова: курсовой проект, привод, зубчатая передача, цепная передача, ременная передача, контактная прочность, изгибная выносливость, компоновка, сборочный чертеж, рабочий чертеж, спецификация.

Подписано в печать 21.02.2006 г. Формат

60х84 1/16. Усл.печ.л. 3,49

Тираж 190 экз. Бумага писчая. Печать операт. Заказ 49.

Издательство ВСГТУ 670013 г.Улан-Удэ, ул. Ключевская, 40в

ВВЕДЕНИЕ

Выполнением курсового проекта по «Деталям машин и основам конструирования» завершается общетехнический цикл подготовки студентов.

Это первая самостоятельная творческая инженерная работа, при выполнении которой активно используются знания из ряда пройденных дисциплин: инженерной графики, теоретической механики (прикладной механики), сопротивления материалов, технологии конструкционных материалов, теории механизмов и машин, компьютерной графики и др. При выполнении этого курсового проекта студент осознает важность указанных дисциплин, так как ему приходится применять ранее полученные знания.

По сути дела, выполнение этого курсового проекта является первой ступенькой в подготовке инженера-конструктора машиностроительного профиля.

Объектами курсового проектирования являются, как правило, приводы различных машин и механизмов (ленточных и цепных конвейеров, индивидуальных приводов, коробок перемены передач и т.п.), использующие большинство деталей и узлов общего назначения.

При выполнении курсового проекта студент последовательно проходит стадии конструкторской работы от расчетной части до воплощения механизма в рабочих чертежах. При выполнении чертежной работы студенты могут использовать методы активного игрового проектирования, последовательно осуществляя функции конструктора, технического контроля и нормоконтроля.

В справочно-методическом указании весь материал расположен в том порядке, в котором следует работать при выполнении проекта.

Настоящее справочно-методическое пособие предназначено студентам машиностроительных специальностей дневного и заочного обучения, выполняющих курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы конструирования», также может быть полезно студентам при выполнении курсовых и дипломных проектов других направлений.

ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ Привод – устройство, приводящее в движение машину или

механизм и имеющее в своем составе двигатель и передаточный механизм.

ПМ – передаточный механизм (ременная, цепная, открытая зубчатая передача, редуктор, или их комбинация).

Рис. 1.1. Схема привода М – источник движения (электродвигатель).

РМ – рабочий механизм (приводной узел ленточного или цепного конвейера).

Редуктор – механизм, как правило, одна или несколько зубчатых передач, выполненных в отдельном корпусе и служащий для передачи вращательного движения с уменьшением угловой скорости вращения и увеличением вращающего момента.

Стрелками показано направление передачи вращательного движения.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ ВЫПОЛНЕНИЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТА

•Кинематическая схема привода (приводится в задании);

•Мощность на ведущем валу конвейера Рвщ , кВт;

•Угловая скорость вращения ведущего вала конвейера, ωвщ , рад/с (с–1);

•Также должны быть заданы: срок службы привода, вид рабочей нагрузки – постоянная или переменная (график нагружения), коэффициенты суточного и годового использования Ксут, Кгод.

Вслучае отсутствия этих данных следует принять: срок службы

–5 лет, рабочая нагрузка – постоянная, Ксут = 0,33 (1 смена), Кгод = 0,66 (с учетом выходных дней и праздников).

Если заданы другие исходные данные, а именно:

•для ленточного конвейера:

окружное усилие Ft (кН) на барабане; окружная скорость V (м/с) барабана; диаметр барабана D (мм);

•для цепного конвейера:

окружное усилие Ft (кН) на тяговой звездочке; окружная скорость V (м/с) этой звездочки;

шаг тяговых цепей t (мм); число зубьев звездочки Z,

то необходимо вычислить Рвщ и ωвщ по формулам:

Диаметр звездочки определяется по формуле:

1.КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1.Подбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

Рэд.тр = Рηвщ ,

где η – коэффициент полезного действия (КПД) привода. Он равен произведению КПД всех ступеней привода:

η =η1 η2 ... ηn ,

где n – число ступеней, т.е. механических передач, в приводе. Обычно этих передач две и привод двухступенчатый. Эти две ступени могут располагаться внутри редуктора, который в этом случае будет двухступенчатым. В ином случае редуктор одноступенчатый, тогда вторая передача – открытая (ременная, цепная или зубчатая) располагается снаружи.

КПД механической передачи определяется из таблицы 1.1: Таблица 1.1

Примечание: КПД опор (подшипников), расположенных в редукторе учитывается в КПД зубчатых передач, в иных случае следует учитывать КПД опор (одна пара подшипников) η = 0,99.

Затем ориентировочно определяется требуемая частота вращения электродвигателя:

nэд.тр = nвщ uOP , мин–1,

uOP – ориентировочное передаточное число привода. Оно равно произведению передаточных чисел всех ступеней привода:

uOP = u1 u2 ... un

Передаточное число отдельной механической передачи определяется из таблицы 1.1, где приведены рекомендуемые интервалы передаточных чисел для каждой передачи. Сначала берется среднее значение из интервала.

После определения Рэд.тр и nэд.тр производится выбор электродвигателя из таблицы 1.2. При этом табличная мощность электродвигателя должна быть не меньше требуемой мощности:

Рэд ≥ Рэд.тр

ичастота вращения вала электродвигателя должна приблизительно

равняться ориентировочной частоте вращения ведущего вала:

nэд ≈ nэд.тр .

1.2. Определение фактических передаточных чисел ступеней привода

Сначала определяется фактическое общее передаточное число привода:

n

uф = nэд

вщ

Затем полученное общее передаточное число разбивается по отдельным ступеням, т.е. uф представляется в виде произведения передаточных чисел всех ступеней.

Для двухступенчатого привода

uф = u1 u2 ,

где u1 и u2 не должны выходить за рекомендуемые интервалы (табл. 1.1).

Двигатели закрытые обдуваемые единой серии 4А (АИР, RA) (тип/асинхронная частота вращения, мин–1)

Примечание: При подборе электродвигателя руководствоваться следующими положениями:

следует выбирать двигатели с синхронной частотой вращения 1500, 1000 мин–1, как наиболее оптимальные по габаритам и массе двигателя и соотношению этих параметров с параметрами редуктора; при выборе мощности следует учитывать, что электродвигатели могут

работать с незначительной перегрузкой (до 5…8%) длительное время.

1.3. Расчет частот вращения n (мин–1), угловых скоростей ω (с–1) и вращающих моментов Т (Н·м) для всех валов привода

Число валов в приводе на единицу больше числа передач. Например, если в приводе имеются три передачи, то число валов равно четырем. Рассчитаем для каждого вала такого привода величины n и ω, начиная от электродвигателя:

Первый вал (вал электродвигателя):

Третий вал:

Четвертый вал (ведущий вал конвейера):

Поскольку все передачи в приводе являются понижающими, то скорость вращения каждого последующего вала должна уменьшаться:

n1 > n2 > n3 > n4 ; ω1 > ω2 > ω3 > ω4 .

Определение вращающих моментов производится в обратном порядке, начиная от ведущего вала конвейера:

Вращающий момент от первого вала к последнему должен увеличиваться:

T1 < T2 < T3 < T4 .

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ

Исходные данные:

Т2 – вращающий момент на колесе, Н·м; u – передаточное число;

2.1. Выбор материала и способа термической обработки зубчатых колес

Расчет любой зубчатой передачи (цилиндрической и конической) начинается с выбора материала и способа термической или химикотермической обработки (ТО, ХТО) зубчатых колес.

В основном применяют следующие варианты ТО и ХТО:

I – ТО колеса – улучшение, твердость 235...262 НВ; ТО шестерни – улучшение, твердость 269...302 НВ. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ и др. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не

подвержены хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность. Применяют в слабо- и средненагруженных передачах. Область применения улучшенных зубчатых колес сокращается.

II – ТО колеса - улучшение, твердость 269...302 НВ; ТО

шестерни – улучшение и закалка токами высокой частоты (ТВЧ),

твердость поверхности в зависимости от марки стали: 45...50 HRC, 48…53 HRC. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.

III – ТО колеса и шестерни одинаковая – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали: колеса – 45...50 HRC, шестерни – 48...53 HRC. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.

IV – ТО колеса - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали: 45...50 HRC, 48...53 HRC;

ХТО шестерни – улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56...63 HRC. Материал шестерни – стали марок 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХНЗА и др.

V – ХТО колеса и шестерни одинаковая – улучшение,

цементация и закалка, твердость поверхности 56...63 HRC. Цементация (поверхностное насыщение углеродом) с последующей закалкой наряду с большой твердостью поверхностных слоев обеспечивает и высокую прочность зубьев на изгиб. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХНЗА, 25ХГМ и др.

Нагрузочная способность зубчатых передач по контактной прочности тем выше, чем выше поверхностная твердость зубьев.

Поэтому целесообразно применение поверхностного термического или химико-термического упрочнения. Эти виды упрочнения позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучшаемыми сталями. Например, допускаемые контактные напряжения [σ]Н цементованных зубчатых колес в два раза превышают значения [σ]Н колес, подвергнутых термическому улучшению, что позволяет уменьшить массу колес в четыре раза.

Однако при назначении твердости рабочих поверхностей зубьев следует иметь в виду, что большей твердости соответствует более сложная технология изготовления зубчатых колес и малые размеры передачи, что может привести к трудностям при конструктивной разработке опор валов зубчатых колес. Поэтому для редукторов, к размерам которых не предъявляют особых требований, следует применять дешевые марки сталей типа 45 и 40Х с ТО по варианту I или

II.

2.1.1. Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения [σ]H и допускаемые напряжения изгиба [σ]F. определяются по таблице 2.1 в зависимости от материала и вида термической обработки:

а б Рис. 2.1. Схема цилиндрической передачи:

а - прямозубой; б – косозубой; 1 – шестерня; 2 – колесо

Примечание: Далее в тексте все размеры, относящиеся к шестерне, обозначаются подстрочным индексом 1, а к колесу – индексом 2.

2.2.1. Определение основных геометрических размеров и характеристик зубчатых колес

где Ka = 4950 – для прямозубых колес;

Ka = 4300 – для косозубых и шевронных колес;

[σ]H – в Па;

ψa – коэффициент ширины колеса,

ψa = 0,4…0,5 – при симметричном расположении опор относительно зубчатого колеса (одноступенчатый редуктор), ψa = 0,25…0,4 – при несимметричном, ψa = 0,2…0,25 – при консольном расположении одного или обоих колес, ψa = 0,1…0,2 – для коробок скоростей.

где Km = 6,6 – для прямозубых колес; Km = 5,8 – для косозубых и шевронных колес; [σ]F – в Па.

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес:

(для прямозубых колес β = 00 ):

βmin = arcsin 3,5 m b2

Суммарное число зубьев:

Z= 2 aW cos βmin

Σm

Полученное значение ZΣ округляют в меньшую сторону до целого числа и определяют фактическое значение угла наклона зубьев с точностью до десятых долей секунды:

β = arccos ZΣ m

2 aW

Для косозубых колес β = 8…18°.

Число зубьев шестерни

Z1 = uZ+Σ1 ≥ Z1 min .

Значение Z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа.

Для прямозубых колес Z1min = 17, для косозубых и шевронных

Z1min = 17 · cos3β.

Если по расчету получается Z1 < Z1min, то принимают Z1 = Z1min.

При Z1 < 17 передачу выполняют с высотной коррекцией для исключения подрезания ножек зубьев. Такая операция является не рекомендуемой и применяется в случае вписывания зубчатой передачи в известное межосевое расстояние. Коэффициент смещения:

х1 = 1717− Z1 ≤ 0,6 .

Для колеса внешнего зацепления х2 = – х1; для колеса внутреннего зацепления х2 = х1.

Допускаемое отклонение фактического передаточного числа от заданного не более 4%.

Диаметры колес, мм (рис. 2.2):

Делительные диаметры:

Суммарное число зубьев:

Z= 2 aW cos βmin

Σm

Полученное значение ZΣ округляют в меньшую сторону до целого числа и определяют фактическое значение угла наклона зубьев с точностью до десятых долей секунды:

β = arccos ZΣ m

2 aW

Для косозубых колес β = 8…18°.

Число зубьев шестерни

Z1 = uZ+Σ1 ≥ Z1 min .

Значение Z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа.

Для прямозубых колес Z1min = 17, для косозубых и шевронных

Z1min = 17 · cos3β.

Если по расчету получается Z1 < Z1min, то принимают Z1 = Z1min.

При Z1 < 17 передачу выполняют с высотной коррекцией для исключения подрезания ножек зубьев. Такая операция является не рекомендуемой и применяется в случае вписывания зубчатой передачи в известное межосевое расстояние. Коэффициент смещения:

х1 = 1717− Z1 ≤ 0,6 .

Для колеса внешнего зацепления х2 = – х1; для колеса внутреннего зацепления х2 = х1.

Допускаемое отклонение фактического передаточного числа от заданного не более 4%.

Диаметры колес, мм (рис. 2.2):

Делительные диаметры:

Диаметры окружностей вершин колес внешнего зацепления: d a1 = d1 + 2 m (1 + х1 − у) ;

da 2 = d2 + 2 m (1 + х2 − у) .

Диаметры окружностей впадин колес внешнего зацепления: d f 1 = d1 − 2 m (1,25 − x1 ) ;

d f 2 = d2 − 2 m (1,25 − x2 ) .

Диаметры окружностей вершин колес внутреннего зацепления: da1 = d1 + 2 m (1 + x1 ) ;

da 2 = d2 + 2 m (1 − x2 −0,2) .

Диаметры окружностей впадин колес внутреннего зацепления: d f 1 = d1 − 2 m (1,25 − x1 ) ;

d f 2 = d2 − 2 m (1,25 − x2 ) ,

где х1 и х2 – коэффициенты смещения у шестерни и колеса;

у = – (aW – a) / m – коэффициент воспринимаемого смещения, где a = 0,5 · m · (Z2 ± Z1) – делительное межосевое расстояние.

2.2.2. Проверка зубьев на прочность: Силы в зацеплении:

Степень точности изготовления зубчатых колес принимают по таблице 2.2 в зависимости от окружной скорости колеса

V = π d2 n2 , м/с

60

Yβ =1 − 140β° – опытный коэффициент, учитывающий отличие

расчетной схемы от реальных условий;

YF1 и YF2 – коэффициенты формы зуба, принимаются по табл. 2.3 в зависимости от числа зубьев шестерни Z1 или колеса Z2;

KFβ – коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба. Таблица 2.2

Для прирабатывающихся колес (НВ <350): при постоянной нагрузке KFβ = 1; при переменной нагрузке KFβ = K0Fβ · (1 – Х) + Х, где K0Fβ – начальный коэффициент концентрации нагрузки (таблица 2.4), Х

– коэффициент режима (см. график нагружения). Для неприрабатывающихся колес (НВ>350) KFβ = K0Fβ.

Таблица 2.3

Примечание: Коэффициент ψd = 0,5 · ψa · (u ± 1).

Вариант 1 – консольное расположение колеса, опоры вала колеса

– шариковые подшипники.

Примечание: Для колес, подвергающихся закалке, твердость > 350 НВ.

Примечание: Для колес, подвергающихся закалке, твердость > 350 НВ.

2.3. Расчет зубчатой конической передачи

Рис. 2.3. Схема конической передачи: 1 – шестерня, 2 – колесо

Примечание: Для упрощения расчетов рассматриваются только колеса с прямыми зубьями.

2.3.1. Выбор материала и термической обработки зубчатых

колес

Для изготовления конических зубчатых колес применяются аналогичные материалы и виды ТО и ХТО, что и для изготовления цилиндрических зубчатых колес.

2.3.2. Определение основных геометрических размеров и характеристик зубчатых колес

Диаметр внешней делительной окружности колеса: