Определение общего передаточного отношения привода

Определение передаточного отношения привода и его разбивка

По ступеням передач.

Общее передаточное отношение привода определяется по формуле

С другой стороны, (см. выше) оно может быть получено перемножением передаточных отношений отдельных ступеней передач, то есть

, (14)

где Ui – передаточное отношение отдельной i-й ступени передач,

n – число ступеней передач по кинематической схеме.

Равенство (14) обеспечивается путем подбора Ui с использованием рекомендаций табл. 5.

Если по кинематической схеме передач редуктора имеется открытая передача (зубчатая, цепная или ременная), то, принимая по табл. 5 передаточное отношение

отношение открытой передачи, находят передаточ­ное отношение редуктора:

где U_оп – передаточное отношение отрытой передачи.

Если открытой передачи в приводе нет (схема 1, рис. 1), то .

Примем обозначения передаточных отношений: U_оз – открытая зубчатая передача; U_ц – цепная передача; U_рм – ременная передача.

После определения общего передаточного отношения редуктора про­изводится его разбивка по отдельным ступеням передач. В случае стандартного редуктора разбивка по ступеням не производится, а .

Передаточ­ные отношения одноступенчатых цилиндрических и конических редукто­ров, проектируемых для серийного производства, выбираются из ря­дов:

1-й ряд	2,0	2,5	3,15	4,0	5,0	6,3	12,5
2-й ряд	2,24	2,8	3,55	4,5	5,6	7,1	11,2	—

Предпочтительнее 1-й ряд. Для одноступенчатых редукторов (за исключением червячных и волновых) не рекомендуется брать более:

Umax = 6,3 — для конических передач;

Umax = 8 — для цилиндрических передач;

Umax = 12,5 — для планетарных передач.

При больших значениях Up принимают число ступеней передач больше единицы или, если это возможно, применяют более тихоходный двигатель.

Передаточное отношение тихоходной – Uт и быстроходной – Uб ступеней двух- ступенчатых редукторов можно определить по рекоменда­циям П.Ф. Дунаева [2].

Для редуктора по схеме 3; 6; 7 (рис. 2) (16)

Для редуктора по схеме 4 (17)

Для редуктора по схеме 5 (18)

Для редуктора по схеме 8 (19)

, (20)

Точность разбивки общего передаточного отношения проверяется следующим условием:

Если условие (21) выполняется, то переходят к составлению таблицы исходных данных.

Для схем планетарных и волновых редукторов передаточные отношения выбираются по рекомендациям специальной литературы [1, 3, 5 и др.].

В предыдущем примере n_им = 38,2 об/мин;

n_таб = 2840 об/мин, n_таб = 1435 об/мин.

Определяем общее передаточное отношение привода для двух вариантов электро-двигателей по зависимости (13):

Определяем общее передаточное число редуктора.

Принимаем по табл. 5 передаточное отношение цепной передачи равным 2,5, тогда передаточное отношение редуктора

Делаем разбивку передаточного отношения редуктора по ступеням передач.

Так как редуктор выполнен по схеме 3, то разбивку производим с использованием рекомендаций, изложенных выше. Используя зависимости (16), (20) получим

Учитывая рекомендации по назначению передаточных отношений сту­пеней редуктора (табл. 5), из двух вариантов принимаем второй, так как для первого варианта U_б1 > U_рек. С учетом стандарт­ного ряда передаточных отношений (см. выше) для принятого варианта разбивки назначаем

По зависимости (21) проверяем точность разбивки передаточ­ных отношений:

что больше допустимой нормы.

Поэтому производим корректировку передаточных отношений, а именно принимаем U_ц=2,6 вместо 2,5. Остальные значения пере­даточных отношений оставляем без изменения, тогда

Таким образом, условие (21) выполняется. Окончательно при­нимаем:

U_б = 4,5; U_т = 3,15; U_ц = 2,6; электродвигатель 4А100 S4 УЗ исполнение M100. P_таб = 3.0 кВт, n_таб = 1435 об/мин.

Проверку выбранного электродвигателя на перегрузку произво­дим по условию (12)

где Т_мах = 1,3Т (см. график нагрузки);

Т = 0,75; Т_мах = 1,3·0,75 = 0,975 кНм;

= 0,850; для выбранного электродвигателя ψ_n = 2,0,

тогда ,

а т.к. Р_ТАБ = 3,0 кВт, то условие (12) выполняется, т.е. двига­тель не будет перегружен.

Вычерчиваем эскиз выбранного электродвигателя с указанием его основных характеристик.

b1

L30

h31

d30

h

d1

d10

L1

L10

L31

b10

h10

h1

Мощность Р_ТАБ = 3,0 кВт; частота вращения 1 435 об/мин; кратность пускового момента = Т_ПУСК/Т = 2,0.

Источник

Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

Общее передаточное отношение привода вычисляется по формуле

где n_дв – асинхронная частота вращения двигателя, об/мин;

i_пр – общее передаточное отношение привода.

Подставив численные значения, получим

Для нахождения передаточного отношения редуктора назначим i_рп =2

где i_рд – передаточное отношение редуктора.

Передаточное отношение редуктора так же можно выразить через формулу

где u_б и u_т – передаточные отношения быстроходного и тихоходного валов соответственно.

Значение передаточного отношения тихоходного вала вычисляем по формуле

u_т= (1.9)

Преобразуя формулу (1.8) и подставляя полученные ранее численные значения, получаем

Стандартизуем рассчитанные передаточные отношения: u_б=5, u_т=4.

Уточняем передаточное отношение ременной передачи по формуле

1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах

входного вала редуктора w_ВВх= w_им u_т u_б = 8,37* 20 = 167,4 1/с;

промежуточного вала w_ПР= w_им u_т = 8,37*4 =33,48 1/с;

Мощность Р_i, передаваемую каждым валом, зубчатыми колёсами и шестернями определяем согласно принятым значениям частных КПД, входящих в соотношение (1.4):

где h_i – КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.

Крутящие моменты Т_i определяются по значению передаваемой мощности Р_iи угловой скорости данного вала w_i:

С помощью следующих формул найдем численные значения частот вращения первого и второго валов

Для вычисления мощностей первого и второго валов воспользуемся формулами

Вычислим крутящие моменты валов по формуле

Преобразуя формулы (1.15) и (1.16), получим

Энерго-кинематические параметры элементов привода

Источник

Передаточное отношение привода

Требуемую мощность электродвигателя определяют по формуле (7.1) или (7.3); соответствующий типоразмер его выбирают по табл. 2.2. Так как для рассчитываемого привода подходят двигатели с различными частотами вращения, то следует рассмотреть несколько вариантов и остановиться на оптимальном, соответствующем конкретным условиям работы. При этом надо учитывать, что с повышением частоты враще­ния масса двигателя и его габариты уменьшаются, снижается стоимость, однако рабочий ресурс тоже уменьшается. Поэтому для приводов общего назначения, если нет специальных ука­заний, предпочтительны двигатели с частотами вращения 1500 или 1000 об/мин (соответственно частота вращения при номи­нальном режиме с учетом 3 % скольжения n_ном ≈ 1450 или 970 об/мин).

Далее находят частоту вращения приводного вала п_в (об/мин). Если задана скорость ленты транспортера v (м/с) и известен диаметр D барабана (м), то

Затем определяют общее передаточное отношение привода

и производят предварительную разбивку его:

где i_1,…. i_k – частные значения передаточных отношений каждой передачи, входящей в общую схему привода. В процессе проектирования их уточняют в соответствии со стандартами на параметры ременных, цепных, зубчатых и червячных передач.

Выбор типа передач. Соединение вала машины с валом электродвигате­ля возможно лишь в относительно редких случаях, когда частоты вращения этих валов одинаковы, например в приво­дах центробежных насосов, вентиляторов и пр. Если это усло­вие не соблюдается, то для привода машины необходима установка повышающей или понижающей передачи.

Оптимальный тип передачи определяется с учетом ряда фак­торов: эксплуатационных условий, характера изменения нагруз­ки в процессе работы, заданного срока службы, требования техники безопасности, удобства обслуживания и ремонта, стои­мости привода и его монтажа.

В зависимости от конкретных условий конструктор, проек­тирующий механическое приводное устройство, рассматривает варианты применения передач различных типов — зубчатых, червячных, ременных, цепных, фрикционных и их целесообраз­ных сочетаний.

Проектирование приводных устройств следует начинать с кинематического расчета. Исходными данными, необходимы­ми для расчета, могут быть такие показатели: номинальный вращающий момент Т на валу приводимой в движение ма­шины, его угловая скорость (или частота вращения и), график изменения нагрузки и частоты вращения за определенный период. Для приводов транспортеров нередко указывают вместо частоты вращения приводного вала скорость ленты или цепи и соответственно диаметр барабана или звездочки, а вместо момента на приводном валу — окружную силу F. По этим данным легко определить значения момента и часто­ты вращения. Далее, задаваясь предварительно частотой вра­щения вала электродвигателя (предпочтительно из ряда синхронных частот п_с = 1000; 1500; 3000 об/мин), вычисляют зна­чения передаточных отношений для нескольких вариантов при­водов.

Анализируя полученные значения их, намечают несколько вариантов компоновки привода, включающего механические передачи различных типов. Кинематические схемы приводов надо рассматривать как предварительные, подлежащие уточ­нению в процессе дальнейшего проектирования.

Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя должны быть из­вестны условия эксплуатации (график нагрузки, температура и влажность окружающей среды и др.), требуемая мощность и частота вращения вала. В соответствии с этими данными выбирают по каталогу электродвигатель и проверяют его на нагрев при установившемся и переходных режимах и при кратковременной перегрузке.

В ряде случаев подбор электродвигателя упрощается: 1) при длительной постоянной или незначительно меняющейся нагрузке проверка на нагрев необязательна, так как завод-изготовитель выполнил ее для указанных условий и гаранти­рует длительную работу на номинальном режиме; 2) для повторно-кратковременного режима работы выбирают двига­тель с повышенным пусковым моментом с учетом продолжи­тельности включения (ПВ, %); 3) если машина, для которой проектируется привод, часто включается и выключается, имеет повышенное статическое сопротивление и значительный дина­мический момент в период пуска, то выбранный электродви­гатель следует проверить по величине пускового момента Т_пуск.

Первый случай нагружения электродвигателя охватывает большое число видов механических приводов — к вентиляторам, насосам, компрессорам, конвейерам, транспортерам и пр. Второй случай нагружения характерен для приводов лебедок, кранов, подъемников и др.

В проектах, выполняемых по курсу деталей машин, раз­рабатываются в основном приводы к машинам, входящим в первую группу. Поэтому электродвигатель, выбранный по каталогу, можно не проверять на нагрев. Требуемую мощность электродвигателя Р (Вт) определяют по расчетной номиналь­ной нагрузке [например, для конвейеров и транспортеров -по тяговому усилию (H) и скорости ленты v (м/с)]. Тогда искомая мощность

где η — коэффициент полезного действия (КПД) всего привода, равный произведению частных КПД передач, входящих в при­вод;

Средние значения КПД передач приведены в табл. 8.1 (с учетом потерь на трение в подшипниках); в ней же ука­заны средние значения передаточных отношений, которые мо­гут быть приняты в качестве ориентировочных при выполне­нии курсовых проектов.

Если в исходных данных на проектирование привода ука­заны значения вращающего момента Т (Н * м) на приводном валу и угловая скорость этого вала ω (рад/с), то требуемая мощность электродвигателя, Вт

По найденной мощности двигателя определяют его тип, наи­более подходящий для конкретных условий работы.

Значения КПД и передаточных отношений передач

Передача	КПД	Передаточное отношение
Зубчатая	0,95-0,97	2-6
Червячная с числом витков чер­вяка 1-4	0,70-0,90	10-40
Цепная	0,94-0,96	2-6
Ременная	0,94-0,96	2-5
Фрикционная	0,90-0,95	2-4

Промышленность выпускает большое число электродвигате­лей для всех отраслей народного хозяйства. По роду тока их разделяют на следующие типы.

1. Двигатели постоянного тока; они допускают плавное регулирование угловой скорости вала, обеспечивают плавный пуск, торможение и реверс; предназначены в основном для приводов электрического транспорта, кранов, подъемных уста­новок и т. п.

2. Однофазные асинхронные двигатели небольшой мощ­ности, применяемые в приводах бытовых механизмов.

3. Трехфазные синхронные двигатели, частота вращения которых не зависит от нагрузки; характеризуются высокой механической надежностью, малой чувствительностью к коле­баниям напряжения сети; их применяют в основном в уста­новках большой мощности.

4. Трехфазные асинхронные двигатели, наиболее распростра­ненные в различных отраслях народного хозяйства; их преи­мущества по сравнению с двигателями других типов: простота конструкции, меньшая стоимость, более высокая эксплуата­ционная надежность. При выполнении курсовых проектов сле­дует выбирать для приводов именно эти двигатели.

При номинальном режиме среднее значение s ≈ 3 ÷ 5%. Впериод пуска двигателя момент на его валу изменяется от Т_пуск до Т_мах, частота вращения возрастает от 0 до n_кр. Точка Т_мах n_кр – критическая, работа в таком режиме недопустима, т.к. двигатель быстро перегревается. При снижении нагрузки от Т_тах до Т_ном, т. е. при переходе к номинальному установившемуся режиму, частота вращения возрастает до n_ном. При дальнейшем снижении нагрузки частота вращения повы­шается и при Т=0 достигает значения n_с, когда скольжение х= 0.

Пуск двигателя происходит при s= 1 (или 100%), когда п = 0. Точка S_кр, Т_max — крити­ческая, двигатель должен проходить ее без малейшей задерж­ки. Участок между максимальным и пусковым моментами почти прямолинейный: момент пропорционален скольжению. При s_ном двигатель развивает номинальный момент и может эксплуатироваться в таком режиме длительное время. При S= 0 момент T тоже равен нулю, а частота вращения возрастает до n_с (об/мин), определяемой по формуле:

где f — частота тока, равная 50 периодам в 1 с; р — число пар полюсов. Как правило, двигатели для механических приводов выбирают с числом пар полюсов от 1 до 4 (табл. 8.2).

Определение числа пар полюсов

p

nс, об/мин

nном об/мин, с учетом скольжения S = 4 %

Вот такие ориентировочные значения n_ном и следует принимать во внимание при определении передаточных отноше­ний проектируемых приводов.

Трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели еди­ной серии 4А общего назначения для продолжительного ре­жима работы выполняют в двух вариантах: защищенные двигатели мощностью 15 — 400 кВт и закрытые обдуваемые мощностью 0,06-315 кВт. Эти двигатели надежнее и удобнее в эксплуатации, чем двигатели защищенные, поэтому рекомен­дуется выбирать их для приводов общего назначения.

По материалам курсовой работы можно сделать следующие выводы:

1. Выполнили разбивку общего передаточного отношения по ступеням

2. Обосновали выбор основных параметров редукторов

3. Обосновали выбор марок стали для зубчатых колёс

4. Определили допускаемые напряжения

5. Определили основные параметры цилиндрических передач

6. Описали цилиндрические зубчатые передачи. Краткие сведения по геометрии и кинематике

7. Описали передаточное отношение привода

8. Обосновали выбор электродвигателя

Список литературы

1.Бабкин И.А. Конкурентоспособность как фактор, определяющий стратегию предприятия // Экономика и конкурентоспособность России: Межвузовский сборник научных трудов. Вып. № 6. — СПб: Изд-во Политехн. ун-та, 2004.

2. Баканов М.И. Шеремет А.Д. Теория экономического анализа. — Н.: Учебник Финансы и статистика, 1997.

3. Байзельман Р.Д. и др. Подшипники качения.– М.: Машиностроение, 1975.

4. Биргер И.А., Иосилевич Г.Б., Резьбовые соединения.- М.:»Машиностроение» 1973.-256 с.

5. Беляков В.М., Жарков М.С., Фёдоров В.В., Янковский В.В. Зубчатые передачи подвижного состава: Учебное пособие для студентов. Куйбышев.: КИИТ, 1990.

6. Богданов А.И. Стратегическое управление научно-техническим прогрессом на предприятии (объединении). — М.: ВАФ, 1991.

7. Валы и оси. Конструирование и расчёт/ Под ред. Серенсена. М.: Машиностроение, 1980.

8. Гузенков П.Г. Теория механизмов и машин детали машин.Методические указания и задания на контрольные работы. «Высшая школа», 1966.- 93 с.

9. Детали машин в примерах и задачах: Учебное пособие для вузов/ Под ред. Ничипорчика С.Н.– Минск: Вышэйша Школа, 1981.

10. . Детали машин: Справочник/ Под ред. Ачеркана.Н.С. В 3-х тт.– М.: Машиностроение, 1968-1969.

11. Детали машин: Атлас конструкций/ Под ред. Решетова Д.Н. – М.: Машиностроение, 1988.

12. Динамика машин и управление машинами: Справочник/ Под ред.Крейнина Г.В.– М.: Машиностроение, 1988.

13. Игнатович А.М., Марков А.Н., Детали машин. Методические указания и контрольные задания.- М.: «Высшая школа», 1975.-95 с.

14. Иванов М.Н. Детали машин.- М.: «Высшая школа», 1991.-383 с.

15. Информационная революция: наука, экономика, технология — М.: ИНИОН, 1993. — 202 с.

16. Ицкович Г.М. Чернавский С.А. и др. Сборник задач и примеров расчёта по курсу деталей машин.- М. «Машиностроение», 1975. 286 с.

17. Клячкин Н.Л. Расчёт групповых резьбовых соединений.М.:

18. Любушин М.П., Лещева В.Б., Дьякова В.Г. Анализ финансово-экономической деятельности предприятия. Учебное пособие для вузов. – М.: ЮНИТИ-ДАНА, 1999.

19. Практическое пособие. — М.: Финпресс, 1998. — 272 с.

20. «Машиностроение», 1972.- 386 с.

21. Максимова Н. С. О реформировании межбюджетных отношений в Российской Федерации //Финансы, 1998, № 6.

22. Максимкина Е.А., Лоскутова Е.Е., Дорофеева В. В. Конкурентоспособность фармацевтической организации в условиях рынка. — М.: МЦФЭР, 1999. — 256 с.

23. Николаев Г.А. и др. Проектирование сварных конструкций в машиностроении.- М.: «Машиностроение», 1975.- 212 с.

24. С.Н.Ничипорчик, М.И.Корженцевский, В.Ф.Калачёв и др.Детали машин в примерах и задачах.- 2-е изд.-Мн.:»Выш.школа»,1981.-432 с.

25. Серенсен С.В., Когаев В.П., Шнейдерович Р.М. Несущая способность и расчёты деталей машин на прочность. – М»Машиностроение». 1983.- 343 с

26.Тарабасов Н.Д., Учаев П.Н. Проектирование деталей и узлов машиностроительных конструкций: Справочник.– М.: Машиностроение, 1983.

27.Трение, изнашивание, смазка: Справочник/ В.В. Алисин и др.– М.: Машиностроение, 1980.

28.Чернавский С.А. Подшипники скольжения.– М.: Машгиз, 1963.

29.Чернавский С.А., Боков К.Н.. Чернин И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие.- М.:Машиностроение, 1988. -416с.

30.Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов .– М.: Машиностроение, 1980.–351 с.

Механические свойства сталей

Марка стали	Диа­метр D, мм	Ши­рина S, мм	НВ сердце­вины	HRC поверх­ности	σВ	σТ	Термическая обработка
МПа
Любой	Любая	163-192	—	Нормализация
»	»	179-207	—	»
235-262	—	Улучшение
269-302	—	»
40Х	235-262	—	»
40Х	269-302	—	»
40Х	269-302	45-50	Улучшение +
закалка ТВЧ
35ХМ	235-262	—	Улучшение
35ХМ	269-302	—	»
35ХМ	269-302	48-53	Улучшение +
закалка ТВЧ
40ХН	235-262	—	Улучшение
40ХН	269-302	—	»
40ХН	269-302	48-53	Улучшение +
закалка ТВЧ
20ХН2М	300 — 400	56-63	Улучшение +
цементация +
закалка
18ХГТ	300-400	56-63	То же
12ХНЗА	300 — 400	56-63	»
25ХГМ	300 -400	56-63	»
4QXH2MA	269-302	50-56	Улучшение +
азотирование
35Л	Любой	Любая	163-207	—	Нормализация
45Л	207-235	—	Улучшение
40ГЛ	235-262	—	»

Общие положения

Расчёт распространяется на стальные прямозубые, косозубые и шевронные передачи редукторов, прямозубые открытые передачи и реечные прямозубые передачи при соблюдении следующих условий:

1) валы опираются на подшипники качения;

2) корпус защищен от проникновения внутрь грязи и воды и обладает достаточной жесткостью;

3) зубья смазываются маслом;

4) среда химически неагрессивная;

5) температура масла в корпусе не выше 95 °С;

б) степень точности по нормам плавности и контакта 6-9 -по ГОСТ 1643 — 81;

7) окружная скорость зубчатых колес — до 16 м/с;

8) параметр шероховатости рабочих поверхностей зубьев Ra ≤ 2,5 мкм;

9) исходный контур по ГОСТ 13755-81;

1) зубья смазываются пластичной смазкой;

2) степень точности по нормам контакта 9-10 по ГОСТ 1643-81;

4) окружная скорость до 2 м/с;

5) ширина колеса — не более 10 модулей. Основные обозначения:

а — меж осевое расстояние, мм;

b — ширина зубчатого колеса; мм;

i — передаточное отношение;

К_d — коэффициент долговечности;

K_B — коэффициент эквивалентности;

Кv — коэффициент динамичности:

К_a — коэффициент распределения нагрузки:

К_β — коэффициент концентрации нагрузки;

М — изгибающий момент, Н • м;

т — показатель кривой усталости;

N — число циклов перемены напряжений (наработка);

П — частота вращения, мин -1 ;

и — передаточное число одной пары зубчатки колес;

Y_f — коэффициент формы зуба;

Y_β— коэффициент наклона зуба;

β— угол подъема линии зуба;

ε_α — коэффициент торцового перекрытия;

ε_β — коэффициент осевого перекрытия;

σ — нормальное напряжение, МПа;

σ_{F lim} — предел длительной изгибной выносливости, МПа;

σ_{H lim} — предел длительной контактной выносливости, МПа;

ψ — коэффициент ширины зубчатого колеса.

1 — относящийся к шестерне — зубчатому колесу передачи с меньшим числом зубьев;

2 — относящийся к колесу — зубчатому колесу с большим числом зубьев;

(штрих) — предварительно выбранное значение величины, подлежащее уточнению;

F — относящийся к изгибной прочности;

Н — относящийся к контактной прочности;

σ — относящийся к нормальным напряжениям;

τ — относящийся к касательным напряжениям;

Средняя величина указывается чертой над буквой, обозна­чающей переменную.

Пределы выносливости и коэффициенты безопасности

Источник