Главная Случайная страница


Категории:

ДомЗдоровьеЗоологияИнформатикаИскусствоИскусствоКомпьютерыКулинарияМаркетингМатематикаМедицинаМенеджментОбразованиеПедагогикаПитомцыПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРазноеРелигияСоциологияСпортСтатистикаТранспортФизикаФилософияФинансыХимияХоббиЭкологияЭкономикаЭлектроника






Для специальностей 7.090901 дневной и заочной формы обучения

Расчёт и выбор электродвигателя.

 

При выборе типа электродвигателя следует руководствоваться следующими критериями:

─ тип привода, для которого подбирается электродвигатель, и режим его работы;

─ тип источника питания;

─ характеристика нагрузки (максимальная величина нагрузки, уровень колебания нагрузки, максимальная угловая скорость);

─ эксплуатационные условия (температура, давление, влажность окружающего воздуха, воздействие вибрационных нагрузок, необходимый ресурс работы, максимально допускаемые габариты и масса).

В приводах измерительных приборов, роботизированных измерительных модулей, измерительных устройств, встроенных в ГПС в зависимости от характера решаемых задач применяются как синхронные, так и асинхронные электродвигатели длительного действия. В измерительных автоматах привод с помощью кулачковых, кулачково-рычажных, винтовых и других передаточных механизмов осуществляет установку деталей на измерительные позиции, арретирование измерительных наконечников, транспортирование деталей, их сортировку и ряд других операций. В приводах измерительных автоматов наиболее часто используются асинхронные электродвигатели общего назначения питаемые электрическим током напряжением 220 В,380 В, частотой 50 Гц. Отечественная промышленность выпускает электрические двигатели мощностью 0,06…400 кВт, с частотой вращения 750, 1500, 3000 мин-1. Чем ниже частота вращения вала электродвигателя, тем больше его габариты и масса, но с увеличением частоты вращения растет общее передаточное отношение привода, а, следовательно, и его стоимость. Чаще всего в приводах с непрерывным вращением применяют двигатели с угловой скоростью n эд = 1500 об/мин.

Примечание. Для волновой передачи целесообразно применять высокоскоростные электродвигатели n эд = 3000 … 9000 об/мин.

2.1 Определение общего передаточного отношения привода, iобщ.

Общее передаточное отношение привода определяется из выражения

,

Где, wэд ─ угловая скорость вала электродвигателя, с-1;

wрв ─ угловая скорость кулачкового распределительного вала, с-1.

При известной скорости вращения вала электродвигателя, которая предварительно была принята равной, nэд = 1500 об/мин, wэд определяется по формуле:

wэд =(П nэд)/30,

 

Где, n – угловая скорость вала электродвигателя, мин-1.

Угловая скорость распределительного вала или выходного вала редуктора (если она не задана) может быть рассчитана по формуле

wрв=(2П )/tц

Где, tц ─ период цикла работы автомата, прибора, модуля, с.

 

Определение КПД привода

Общий КПД привода определяется как произведение КПД отдельных передач привода.

Например, для привода с двухступенчатым червячно-цилиндрическим редуктором общий КПД определяется по формуле

hобщ = hрп hзп hчп h4п hм

где hрп = 0,96 ─ КПД ременной передачи;

hзп = 0,98 ─ КПД цилиндрической зубчатой передачи;

hчп = 0,8 ─ КПД червячной передачи;

hвп = 0,85 – КПД волновой передачи;

hк = 0,96 ─ КПД конической передачи;

hм = 0,96 ─ КПД муфты;

hп = 0,99 ─ КПД пары подшипников.

2.3 Определение требуемой мощности двигателя, Pэд.

Требуемая мощность двигателя, Pэд определяется по формуле

,

где, Тн ─ момент нагрузки на распределительном кулачковом валу или на выходном валу привода, Нм, задано в ТЗ;

Рэд ─ мощность электродвигателя, Вт.

x - коэффициент запаса, учитывающий динамические нагрузки в момент разгона.

x=1,05…1,1.

По расчетному значению Рэд производится выбор электродвигателя, по табл.2.1. Техническую характеристику выбранного электродвигателя занести в таблицу 2.2. Сделать эскиз электродвигателя и с простановкой габаритных размеров в пояснительной записке к КР.

 

 

 

Рисунок 2.1. Электродвигателей типа АОЛ.

 

 

Таблица 2.1 – Типоразмеры и техническая характеристика электродвигателей типа АОЛ.

 

  ТИП   Мощность N, Вт Число оборотов вала n, мин   Габаритные размеры   ВЕС, Кг  
Диаметр вала на входе, d, Длинна от корпуса до вала, l, Наибольшая ширина корпуса, B Наибольшая длинна корпуса, L Наибольшая высота корпуса, H Расстояние от оси вала до основания, h  
АОЛ-011-4    
АОЛ-012-4   3,5  
АОЛ-11-4 4,2  
АОЛ-12-4 5,6  
АОЛ-21-4 7,3  
АОЛ-22-4 8,9  
                       

Таблица 2.2. – Техническая характеристика выбранного электродвигателя.

Тип Электродвигателя Мощность, Вт Частота вращения, мин-1  
 
       

Силовой расчет привода.

Величина крутящих моментов на валах привода находится, исходя из величин крутящего момента на кулачковом валу Тн (выходном валу привода) и КПД соответствующих передач.

, [Н·м];

, [Н·м];

, [Н·м].

Найденные значения w и Т заносятся в таблицу 3.1.

Примечание. Для одноступенчатого редуктора крутящий момент определяется по формуле:

, [Н·м];

 

, [Н·м].

 

Таблица 3.1. Значения основных параметров валов привода.

Параметры № вала
w, с-1      
Т, Н·м      

 

 


Расчет клиноременной передачи.

Расчет клиноременной передачи проводим исходя из ранее рассчитанной мощности электродвигателя, Рэд и принятого передаточного отношенияклиноременной передачи iр.п.=2.

 

Определение сечения ремня.

Сечение ремня выбирается в зависимости от передаваемой мощности и предполагаемой окружной скорости ремня по таблице 4.1.

 

Таблица 4.1. – Выбор сечения ремня

Передаваемая мощность, кВт Рекомендуемые сечения при скорости ремня, м/с
до 5 5-10 св. 10
До 1 (вкл.) 0, А 0, А 0, А
Св. 1 до 2 0, А, Б 0, А 0, А
> 2 > 4 А, Б 0, А, Б 0, А
> 4 > 7,5 Б, В А, Б А, Б
> 7,5 > 15 В Б, В Б, В

 

 

Рисунок 4.1. Сечение ремня 0, А.

 

Выбор диаметра меньшего шкива.

Согласно рекомендациям по ГОСТ 1284.3-80 принимаем d1=71 мм

Таблица 4.6. Расчётные данные.

Тип ремня d1 мм d2 мм а мм L мм Z P Вт Q
               

 


Расчет передач.

Таблица 5.2.

Скорость V Тип передачи Точн. степ. Материал
Шестерня Колесо
до 6 м/с до 3 м/с до 3 м/с до 1 м/с до 1 м/с Цилиндр. прям. Цилиндр. прям. Коническая Цилиндр. прям. Коническая 7-8 Сталь 45,55 Сталь 45 Сталь 45 Сталь 15 Сталь 15 Сталь 45,35 Сталь 35,15 Сталь 35,15 Дюрал. Д16М, Д16Т Дюрал. Д16М, Д16Т

Согласно рекомендаций выбираем материал шестерни – Сталь 45 ГОСТ 1050–74, а колеса – Сталь 35 ГОСТ1050-74. Эти стали обладают достаточной прочностью и твердостью, хорошо обрабатываются, обычно применяются в нормализованном и улучшенном состоянии.

Для стали 45 с размерами заготовки диаметром до 125 мм и шириной до 80 мм после термообработки – улучшение, твёрдость поверхности НВ находится в пределах (235,…,262), предел тягучести σт = 540 МПа. Поэтому рекомендуется для шестерни из стали 45 принять твёрдость НВ1 = 240.

Для предотвращения возможного заедания и задиров твердость шестерни должна быть больше твердости колес на 30–40 единиц НВ, поэтому выбираем НВ2 = 200, термообработка – улучшение.

 

Проверка межосевого расстояния

аω = 0,5 (d1 + d2)

Примечание. Для передач, изготовленных без χ, аω должен быть равным принятому аω (см.раздел 5.1.4.)

5.1.10.3 Диаметры окружностей вершин шестерни da1 и колеса da2

da1 = m (Z1 + 2)

da2 = m (Z2 + 2)

5.1.10.4 Диаметры окружностей впадин шестерни df1 и колеса df

df1 = m (Z1 – 2,5)

df2 = m (Z2 – 2,5)

5.1.10.5 Ширина шестерни b1 и колеса b2

b2 = Ψa · аw

b1 = (1,4; …; 2,2) b2

Примечание. Так как привод, разрабатываемый для приборных устройств и требуемый крутящий момент на выходе невелик, рекомендуется: b1=1.4b2

Расчет червячной передачи.

Перед началом расчёта передачи необходимо систематизировать исходные данные для расчёта, подставив численные значения для каждого буквенного обозначения.

Примечание. Передаточное число i и передаточное число u червячной передачи должно быть выбрано по таблице 5.14

 

Таблица 5.14. Нормализованные ряды передаточных отношений.

I ряд 8; 10; 12,5; 16; 20; 31.5; 40; 50; 63; 80
II ряд 9; 11.2; 14; 18; 22.4; 28; 35.5; 45; 56; 71

 

 

5.3.1. Исходные данные для расчета:

 

i = – передаточное отношение;

u = – передаточное число;

T1 = – крутящий момент на шестерни, H · m;

T2 = – крутящий момент на колесе, H · m;

ω1 = – угловая скорость на шестерни, с-1

ω2 = – угловая скорость на колесе, с-1

tn = – срок службы, час.

Согласно рекомендаций принимаем tn = 36000 часов.

 

5.3.2.Выбор материалов червячной передачи.

В червячных передачах для червячных валов применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес. Для передачи мощности до 1 кВт и сравнительно малой длительности работы червяки изготавливают из сталей марок Сталь 40, 45, 40Х с термообработкой - улучшение с твердостью НВ<300ед. Выбираем материал червяка – Сталь 45 ГОСТ 1050-74, НВ = 235…262.

Материал для червячного колеса выбирается в зависимости от предварительно ожидаемой скорости скольжения, которая определяется по формуле:

При ns=2…5м/с – II группа материалов-бронза Бр. АЖ9-4, которая от способа литья имеет следующие характеристики:

- литье в землю: dв=400МПа, dт=200МПа;

- литье в металлическую форму dв =500МПа, dт =250 МПа.

При ns<2м/с – III группа материалов – чугуны, которые имеют следующий механический характер при отливе в землю:

-СЧ12 - dвч = 280 МПа;

-СЧ15 - dвч = 320 МПа;

-СЧ18 - dвч = 360 МПа.

 

Определение КПД передачи

Потери в червячных редукторах складываются из потерь в зацеплении, подшипниках и на разбрызгивании и размешивании масла.

Таблица 5.20. Значение коэффициента j

м/с     0,01     0,1     0,25     0,5         1,5         2,5        
  j 6°17 4°34   3°43 3°10 2°30   2°20   2°00   1°40   1°30   1°20
6°51   5°09   4°17'   3°40   3°10'   2°50'   2°30'   2°20'   2°00'   1°40'  
                     

 

Расчет волновой передачи.

 

5.4.1. Исходные данные:

iб = – передаточное отношение первой быстроходной ступени;

iт = – передаточное отношение второй тихоходной ступени;

u = – передаточное число;

T1 = – крутящий момент на генераторе волн первой быстроходной ступени, H · м;

T2 = – крутящий момент на ведомом звене первой быстроходной ступени, равный крутящему моменту на генераторе волн второй тихоходной ступени, H · м;

T3 = – крутящий момент на ведомом звене второй тихоходной ступени, H · м;

ω1 = – угловая скорость генератора волн первой быстроходной ступени, с-1;

ω2 = – угловая скорость на ведомом звене первой быстроходной ступени, равная угловой скорости генератора волн второй тихоходной ступени, с-1;

ω3= – угловая скорость на ведомом звене второй тихоходной ступени, с-1;

tn = 36000 – срок службы привода, час.

Согласно рекомендаций принимаем tn = 36000 часов.

Стандартные значения волновой передачи приведены в таблице 5.21

 

Таблица 5. 21. Нормализованные ряды передаточных отношений волновой передачи.

1ряд 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250.
2ряд 56; 71; 90; 112; 140; 180; 224; 280.

 

Примечание. В случае применения одноступенчатого волнового редуктора , передаточное отношение редуктора iр будит равно передаточному отношению волновой передачи iв . Передаточное отношение согласовать с нормальным рядом чисел , табл. 5.14.

 

Выбор материала.

Долговечность и надежность приборных волновых зубчатых редукторов в основном зависит от усталостной прочности гибких звеньев, поэтому большое значение имеет не только рациональный выбор формы, размеров и величин деформации гибкого звена, но и правильный выбор материала. Гибкие колеса изготавливаются из материалов, механическая характеристика которых приведена в таблице 5.22.

 

Таблица 5.22. Механическая характеристика материалов.

Марка sв, МПа sв, Н/см2 Е, МПа Е, Н/см2 Термообработка Примечание
Сталь 40ХН Сталь 37ХН3А 1·103 1·105 2,1·105 2,1·107 Закалка при t° 820-840°C, Среда – масло. Отпуск при t°=500-530°C HB<350 HB 280-320
Сталь ШХ 15 2,2·102 2,2·104     Закалка при t° 835-855°C, Среда – масло. Отпуск при t°=150-200°C HRC 64-61
Неметаллические материалы Полиформальдегид СТУ 36-13-8 7·10 7·103 3,2·103 3,2·105    

 

Примечание. Для улучшения сталей со смазкой допускаемые напряжения смятия находятся в пределах [sн]=25-35 МПа или 2500-3500 Н/см2. Для пластмассовых колес и для стальных зубчатых колес, работающих без смазки [sн]=8 МПа (800 Н/см2).

 

Определение модуля зацепления.

Полученное значение округляем по стандартному ряду значений модуля по табл. 5.23.

 

Таблица 5.23.Нормализованные ряды значений модуля.

1ряд 0,1 0,16 0,2 0,315 0,4 0,5 0,63 0,8
2ряд 0,125 0,175 0,225 0,355 0,45 0,55 0,71  

 

Значение модуля должно находиться в пределах (0,5…1,2)D,

где ;

Расчет валов.

 

Для обеспечения вращательного движения подвижные системы приборов располагаются на деталях, которые в зависимости от вида нагружения называются валами или осями. Валом называется деталь, которая служит для передачи вращательного момента и одновременно является базой подвижной вращающейся системы.

Оси и валы для оптимизации габаритных размеров, массы и прочности выполняются ступенчатой формы.

Участки осей и валов, соприкасающиеся с опорами, называют цапфами.

Для фиксации деталей на валах в осевом направлении служат буртики, высота заплечиков, h которых ориентировочно должна быть принята следующих размеров при диаметре вала:

до 20мм h = 0,5 … 3мм

20 … 40мм h = 2,5 … 5мм

40 … 60мм h = 4,5 … 8мм

 

 
 

Рисунок 6.1. Основные конструктивные элементы валов.

Концы валов следует заканчивать фасками. Места перехода от меньшего диаметра вала к большему называется галтелью. Галтели могут быть как постоянного, так и переменного радиусов. Радиус галтели, для несопряженных поверхностей, следует принимать по следующей рекомендации:

При разности диаметров:

(D ─ d)>2,…,4 мм R»1,…,2 мм.

(D ─ d)>4,…,6 мм R»2,…,3 мм.

При неподвижном соединении вала и насаженной на него детали (например, колесо, шкив, червяк и т. д.) вал имеет галтель, радиус которой R, а насаженная деталь ─ фаску размером С. Причем, катет фаски должен быть больше радиуса галтели С > R, что обеспечивает плотное прилегание ступицы к буртику вала.

Рекомендации по выбору радиуса галтели и фаски:

При d = 10…15мм; R = 1мм С = 1,5мм

d = 15…40мм; R = 1,5мм С = 2мм

d = 40…80мм; R = 2мм С = 3мм

Для плотного прилегания торца подшипника качения фланцу вала делают проточки, размеры которой нормализуются в зависимости от применяемого инструмента, см. раздел 8.4.

Радиус закругления внутреннего кольца подшипника «r» должен быть также больше радиуса галтели вала R1 в местах посадки подшипников.

Валы изготавливают из углеродистых и легированных сталей. Обычно применяют сталь 35, 40, 45, 40Х с термообработкой ─ нормализация или улучшение. Для неответственных валов Ст5, Ст3. Расчет валов производят по следующим этапам:

I. Предварительный проектный расчет и конструирование. В результате выполнения этого этапа определяют наименьший диаметр вала и разрабатывают его конструкцию. При конструировании учитывают для обеспечения сборки возможность свободного продвижения деталей вдоль вала до места их посадки, а также осевую фиксацию этих деталей на валу.

II. Проверочный расчёт вала. Этот этап проводится после эскизного проектирования всего узла, определения точек приложения нагрузки и реакции опор, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов, определения опасного сечения вала .

III. Уточнённый проверочный расчет. Этот этап проводится после окончательной разработки конструкции и служит для определения коэффициента запаса прочности для опасного сечения вала или для нескольких предположительно опасных сечений.

 


Проектный расчет валов.

 

На ранней стадии проектирования при отсутствии данных об изгибающих моментах. Весьма приближенно диаметр выходного конца вала может быть найден по величине крутящего момента и по заниженным значениям допускаемого напряжения кручения [t] » 20…35Мпа по формуле:

, (6.1)

Где К ─ коэффициент, учитывающий послабление вала шпоночным пазом. К = 1,1.

- крутящий момент на i – том валу.

Полученное значение округляется до целого числа. Каждая последующая ступень определяется увеличиванием предыдущей на величину от 2 до 5мм

di = di – 1 + (2…5), (6.2)

Диаметр вала под подшипники округлить до стандартного значения диаметра внутреннего кольца подшипника.

 


Рисунок 6.2. Пример оформления эскиза вала.

 

Проектный расчёт валов проводить в следующей последовательности:

 

Разработка эскиза вала.

Эскиз вала разработать в соответствии с базовой конструкцией редуктора.

Диаметральные размеры определять по формулам (6.1), (6.2).

 

Рассчитать по формуле (6.1).

 

6.1.3. Расчёт диаметра вала под подшипник, dп и согласование размеров со стандартными на подшипники качения.

 

6.1.4. Расчёт ступеней вала d1, d2, d3 по формуле (6.2).


6.2. Проверочный расчет валов.

 

После разработки эскизного проекта редуктора проводим проверочный расчет каждого вала в следующей последовательности.

Вывод.

Для обеспечения прочности вала необходимо, чтобы расчётное значениебыло меньше проектного значения диаметра этой ступени вала, как минимум на 20%.

 

6.2.3. Примеры нагружения для различных схем редукторов.

 

 

 

 

Рисунок 6.5. Схема нагружения коническо-цилиндрического редуктора с прямозубыми колёсами.

 

Fr ─ радиальные силы.

Ft ─ окружные силы.

Fа ─ осевая сила.

 
 

 

Рисунок 6.6.Примерсхемы нагружения и эпюры изгибающих и крутящих моментов входного вала коническо-цилендрического редуктора.

 
 

Рисунок 6.7. Схема нагружения одноступенчатого червячного редуктора с нижним расположением червяка.

Правило 2 :Окружная сила действующая с ведомого колеса на ведущее противодействует вращению ведущего колеса

Fr ─ радиальные силы.

Ft ─ окружные силы.

Fа ─ осевая сила.

 

 

 
 

 

 

Рисунок 6.8. Пример схемы нагружения и эпюры изгибающих моментов входного вала червячного редуктора.


Монтаж и демонтаж подшипника

Дать описание производимых операций с эскизами простейших приспособлений.

 

Определение осевых нагрузок

 

Выводы.

Долговечность подшипника не должна привышать 10tn, т. е. 350000 час.

3600 <Lh< 360000

В случае, если Lh< 36000 час, то необходимо увеличить грузоподъёмность подшипника, т. е. увеличить серию или выбрать подшипник следующим диаметром.

В случае, если Lh> 360000 час, то необходимо уменьшить грузоподъёмность или уменьшить диаметр вала под подшипник согласно условия в п. 6.2.2.7 по отношению и диаметру подшипника.

 


Эскизный проект редуктора.

 

Эскизный проект является наиболее ответственной частью курсовой работы, где принимаются основные конструктивные решения. При выполнении эскизного проекта студент пользуется примерами конструкций редукторов, представленных в атласах конструкций.

На этапе выполнения эскизного проекта проводится проработка конструкции зубчатых колес, валов, элементов корпуса редуктора, подшипниковых узлов. Соотношения конструктивных элементов зубчатых колес, крышек подшипниковых узлов, корпусов редукторов.

Конструирование зубчатых, червячных колес, червяков.

По результатам расчета в эскизном проекте вычерчиваются контуры зубчатых, червячных колес и червяков. Следующим шагом является конструктивная отработка их формы.

 

8.1.Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления.

 

Форма зубчатого колеса может быть плоской (рис. 8.1а) или с выступающей ступицей (рис. 8.1б).

Торцы ступицы определяют положение колеса на валу. Торцы зубчатого венца используют для установки заготовки при нарезании зубьев.

Рисунок 8.1. Конструкции цилиндрических колёс.

 

При небольших диаметрах колес их изготовляют из прутка, а при больших – заготовки получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Чтобы уменьшить объем точной механической обработки, на дисках колес выполняют выточки глубиной 1,2 мм (рис. 8.1 а,б). При диаметре da<80 мм эти выточки, как правило, не делают.

Длину посадочного отверстия колеса lст принимают равной

,

где d – диаметр посадочного отверстия.

Диаметр ступицы dст и ширину торцов зубчатого венца принимают:

,

где m – модуль зацепления.

На торцах зубчатого венца выполняют фаски. Размеры фасок принимают f»(0,6…0,7)m с округлением до стандартного значения. На прямозубых зубчатых колесах фаску выполняют под углом aф=450, на косозубых колесах при твердости рабочих поверхностей <HB350 под углом aф=450, а при >HB350 - aф=150.

Острые кромки на торцах ступицы, углах обода притупляют фасками, размеры которых принимают по таблице 8.1.

 

Таблица 8.1. Размеры фасок f, мм

d мм Свыше 20 до 30 Свыше 30 до 40 Свыше 40 до 50 Свыше 50 до 80 Свыше 80 до 120 Свыше 120 до 150 Свыше 150 до 250
f мм 1,0 1,2 1,6 2,0 2,5 3,0 4,0

 

8.2. Цилиндрические зубчатые колеса внутреннего зацепления.

 

Основные конструктивные элементы dст, lст, S, f (рис. а) в колесах внутреннего зацепления применяют по соотношениям для колес внешнего зацепления, которые приведены в п. 8.1. Но этот вариант можно применять в том случае, когда расстояние от наружной поверхности ступицы до внутренней поверхности зубчатого венца больше наружного диаметра Dе долбяка, которым изготавливают зубья. Контур долбяка показан на рисунке тонкими линиями.

В таблице 8.2 приведены диаметры De долбяка, ширина а канавки для выхода долбяка и размещения стружки, образующейся при долблении зубьев для прямозубых колес.

Таблица 8.2. Размеры ширины канавки.

M 1.5 1.75 2.0 2.25 2.5 2.75
De
a

Рисунок.8.2. Конструктивные размеры колёс с внутренним зацеплением.

 

8.3. Конические зубчатые колеса.

 

Конструктивные формы конических зубчатых колес с внешним диаметром вершин зубьев dae£120 мм показаны на рис. 8.3. При угле делительного конуса d³30° колеса выполняют по рис. 8.3, а, а при угле d³45° - рис. 8.3, б. Если угол делительного конуса находится между 30 и 45°, то допускаются обе формы конических колес. Размер ступицы определяют по формуле:

На рис.8.4 показана форма конического зубчатого колеса при внешнем диаметре зубьев dae>120 мм.

При относительно небольших диаметрах колеса изготавливают из прутка, при больших диаметрах заготовки получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой.

Рисунок 8.3.Конструктивные размеры конических колёс

 

Рисунок 8.4.Конструктивные размеры конических колёс.

 

При любой форме колес внешние углы зубьев притупляют фаской f, обрабатывая колеса по внешнему диаметру dae параллельно оси посадочного отверстия. Торец зубчатого венца используют для установки заготовки при нарезании зубьев. Для уменьшения объема точной механической обработки выполняют выточки глубиной 1…2 мм.

 

 

8.4. Червячные колеса.

 

Основные геометрические размеры червячного колеса определяют из расчета. Чаще всего червяные колеса изготавливают составными. Центр колеса – из серого чугуна или из стали, зубчатый венец – из бронзы. Соединение венца с центром должно обеспечить передачу большого по величине вращающего момента и сравнительно небольшой осевой силы. Конструкция червячного колеса и способ соединения венца с центром зависят от масштаба выпуска. При единичном и мелкосерийном производстве, когда число изготовляемых червячных колес не превышает пятидесяти, зубчатые венцы соединяют с центром посадкой с натягом. Конструктивно это соединение оформляют так, как показано на рисунке 8.5.. При постоянном направлении вращения червячного колеса на наружной поверхности центра предусматривают буртик. Такая форма центра является традиционной. Однако наличие буртика усложняет изготовление и центра и венца, а никаких преимуществ при изготовлении или сборке нет. Поэтому в современных конструкциях соединение венца с центром следует выполнять без буртика (рисунок 8.5., б).

Рисунок 8.5. Конструктивные размеры червячных колёс.

 

Червячные колеса вращаются с небольшой скоростью. Поэтому нерабочие поверхности обода, диска, ступицы колеса оставляют необработанными и делают конусными с большими радиусами закруглений.

Острые кромки на торцах венца притупляют фасками f≈ 0,5m, где m – модуль зацепления, с округлением до стандартного значения.

Размеры других основных конструктивных элементов принимают по соотношениям, приведенным на рисунке 8.5.

 

 

8.5. Конструктивные особенности червяков.

 

Червяки выполняют стальными и чаще всего за одно целое с валом. Геометрические размеры червяка, в том числе длина нарезанной части b1 и ориентировочное расстояние l между опорами, известны из расчета и эскизного чертежа редуктора. Поэтому при конструировании вала – червяка эти данные являются исходными.

Рисунок 8.6. Конструктивные размеры червяков.

На рисунке 8.6 приведены возможные варианты конструкции червяков. Одним из основных требований является конструктивное обеспечение высокой жесткости червяка. С этой целью расстояние между опорами стараются сделать как можно меньше. Диаметр вала – червяка в ненарезной части назначают таким, чтобы обеспечить по возможности способный выход инструмента. При обработки витков и необходимую величину упорного заплечика для подшипника.

При относиельно малом диаметре червяк приходиться выполнять по рисунку 8.6, б. В этом случаи высоту упорного заплечика в местах установки подшипников согласуют с наружным диаметром червяка. При необходимости буртики выполняют так, как показаны на рисунке 8.6, б.

 

Регулирование подшипников.

 

Для нормальной работы подшипник необходимо, чтобы вращение колец было легкое, свободное. Важно также, чтобы в подшипниках не было чрезмерно больших зазоров. Известно, что чем больше радиальной зазор в подшипнике, тем не благоприятнее распределяется радиальная нагрузка между телами качения, шариками или роликами. Поэтому при конструировании подшипникового узла предусматривают различные способы регулирования подшипников, т.е. различные способы создания в подшипниках зазоров оптимальной величины.

В случае установки подшипника с фиксированной и плавающей опорой фиксирование вала осуществляется в одной опоре одним подшипником, регулировку этого подшипника не производят. Необходимый зазор создан при изготовлении подшипника.

 

Таблица 8.6.

резьба M6 M8 M10 M12
к, мм
с, мм

 

Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса m

m = k + (1,5 … 2)d

Т.к. диаметр фундаментных болтов dф = 12мм, то k = 33мм

m = 33 + 1,5 · 4,5 = 39,45мм

 
 

Принимаем m = 40мм.


Расчет призматических шпонок.

 

Соединения в которых роль соединительной детали выполняют шпонки, установленные в пазах вала или втулки и служащие для передачи крутящего момента, как с вала на сопрягаемую с ним деталь, так и наоборот.

Выбор шпонок осуществляем в зависимости от диаметра вала (см. таблицу 9.1)

Таблица 9.1. Выбор шпонок.

Диаметр вала Сечение шпонки bxh Глубина паза Радиус закругления r или фаска s·45°
t1 t2
Св. 10 до 12 >>12>>17 >>17>>22 >>22>>30 4x4 5x5 6x6 8x7 2.5 3.5 4.0 1.8 2.3 2.8 3.3 0.08-0.16 0.16-0.25 0.16-0.25 0.16-0.25
Св. 30 до 38 >>38>>44 >>44>>50 >>50>>58 >>58>>65 10x8 12x8 14x9 16x10 18x11 5.0 5.0 5.5 6.0 7.0 3.3 3.3 3.8 4.3 4.4 0.25-0.4
Св. 65 до 75 >>75>>85 >>85>>95 >>95>>110 >>110>>130 20x12 22x14 25x14 28x16 32x18 7.5 9.0 9.0 10.0 11.0 4.9 5.4 5.4 6.4 7.4 0.4-0.6

 

9.1 Длину шпонок выбирают из ряда: 6-8-10-12-14-16-18-20-25-28-32-36-40-45-50-56-63-70-80-90-100-110-125-160-180-200-250.

9.2 Материал шпонок – сталь чистотянутая для шпонок с sв=990 МПа.

 

Проверка на смятие:

,

где Т – передаваемый момент, Н×м;

dв - диаметр вала;

l – рабочая длина шпонки;

h - высота шпонки

(h-t1)=0,4×h - при одинаковых материалах вала и втулки;

t1 - высота шпоночного паза вала;

[sсм] - допускаемое напряжение на смятие, Мпа;

sт - предел текучести, для шпонок из стали 45 sт»350Мпа;

[S] - коэф. запаса прочности

при нереверсивной постоянной нагрузке [S] = 1,9...2,3

при реверсивной нагрузке [S] = 3,8...4,5

Условие прочности на срез учтено при стандартизации призматических сегментных шпонок, поэтому при проектировании соединений проверка на срез не обязательна, но в определенных случаях из условия прочности опасного сечения шпонки на срез определяют допустимый крутящий момент.

T³0,5×dв×b×l×[tср]

 

 

где b - ширина шпонки;

l – длина шпонки;

[tср] - допускаемое напряжение на срез.

В качестве материалов для изготовления шпонок применяют материалы Сталь5, Сталь6, Сталь 40, 45, 30ХН

[tср] » 60...90Мпа

Если расчетное напряжение смятия будет значительно ниже допускаемого, можно взять шпонку на номер меньше и проверить ее. Если же оно превысит допускаемое, то следует поставить две шпонки (обычно под углом 180°) того же сечения или на номер меньше. При проверке считают, что каждая шпонка передает половину вращательного момента.


Эскизный проект.

 

Эскизный проект является наиболее ответственной частью курсового проекта, где принимаются основные конструктивные решения. При выполнении эскизного проекта студент пользуется примерами конструкций редукторов, представленных в атласах конструкций.

Эскизный проект

Последнее изменение этой страницы: 2016-07-23

lectmania.ru. Все права принадлежат авторам данных материалов. В случае нарушения авторского права напишите нам сюда...