Определение передаточного отношения

Передаточное отношение. Передаточное отношение зубчатой передачи

Рассматривая тему деталей машин, нельзя не уделить внимания такому важному техническому показателю, как передаточное отношение. Этот термин существует уже достаточно давно и о его значении в механике стоит поговорить отдельно.

Формулировка

Передаточное отношение – одна из самых важных технических характеристик любой механической передачи вращательного движения. С практической точки зрения, описываемый показатель позволяет понять, во сколько раз вырастает момент силы в результате функционирования передачи. Определение передаточных отношений в любом механизме – одна из самых главных задач в механике и машиностроении.

Некоторые тонкости

Передаточное отношение определяется при наличии как минимум двух зубчатых колес (шестерен), которые находятся в зацеплении между собой. Такое сопряжение именуется зубчатой передачей.

Самый простой способ рассчитать передаточное число – посчитать количество зубьев на каждом из имеющихся колес, а после произвести деление числа зубьев ведомой шестерни на количество колес ведущей шестерни. Данное рациональное число и будет являться передаточным отношением.

Важно иметь в виду, что в случае определения передаточного числа в зубчатой передаче, имеющей несколько шестерен, необходимо опять-таки делить количество зубьев ведущего колеса на количество ведомого. При этом параметры промежуточных шестерен не учитываются.

Обзор передач

На сегодняшний день существуют такие виды механических передач:

Зубчатые.
Ременные.
Фрикционные.
Червячные.
Цепные.
Храповые.
Волновые.

В целом же, механические передачи разделяются по таким критериям:

В зависимости от передачи движения от ведущего звена к ведомому: передачи трением и передачи зацеплением.
В зависимости от соотношения скоростей ведомого и ведущего звеньев: замедляющие передачи (они же редукторы), ускоряющие передачи (мультипликаторы).
В зависимости от расположения осей валов: передачи с перекрещивающимися, пересекающимися и параллельными осями.

Стоит указать, что замедляющие передачи на практике применяются гораздо чаще, нежели ускоряющие. Этот факт объясняется тем, что скорости вращения двигателей зачастую гораздо выше требуемой скорости вала исполнительного механизма или машины.

Зубчатая передача

Передаточное отношение зубчатой передачи можно вычислять не только по соотношению зубьев ее колес, но также путем деления значения угловой скорости ведомого вала на угловую скорость ведущего вала, а также благодаря соотношению числа оборотов ведомого и ведущего валов.

Диапазон передаточного отношения может быть очень велик и достигать больших значений. При этом само по себе передаточное отношение зубчатой передачи характеризуется постоянством, так как зацепление не подвержено проскальзыванию. Коэффициент полезного действия такой передачи находится в пределах 0,97-0,98.

Зубчатые передачи передают вращение между валами, которые могут иметь параллельные, скрещивающиеся или перпендикулярные оси. Кроме того, такие передачи способны трансформировать (преобразовывать) поступательное движение во вращательное и наоборот (передчи "винт-гайка").

Зацепление в зубчатых передачах может быть как внешним, так и внутренним. Колеса изготавливаются с прямыми, косыми или шевронными зубьями.

Зубчатые передачи способны передавать большие скорости вращения с постоянным передаточным отношением и имеют высокий КПД.

Передаточное отношение редуктора является одним из важнейших критериев в процессе его выбора. Вторым по важности показателем считается межосевое расстояние.

Червячная передача

Используется для передачи вращательного движения в тех случаях, когда оси валов перекрещиваются.

Червяк может быть цилиндрическим или глобоидным в зависимости от поверхности расположения резьбы, а также может быть эвольвентным или архимедовым (в данном случае решающую роль играет профиль резьбы).

Основными недостатками описываемой передачи можно считать:

Высокий показатель тепловыделения.
Частое заедание и невысокий КПД.

Волновая передача

Ее работа основывается на принципе трансформации параметров движения благодаря волновому деформированию гибкого элемента механизма. По сути, такая передача является разновидностью планетарной передачи.

В состав волновой передачи входит жесткое колесо зубчатое, имеющее внутренние зубья, и вращающееся гибкое колесо с наружными зубьями. Оба колеса между собой входят в зацепление благодаря генератору волн, соединенному непосредственно с корпусом передачи.

За счет имеющихся конструктивных особенностей волновая передача наделена следующими достоинствами:

Небольшие габариты и масса.
Высокая кинематическая точность.
Передаточное отношение передачи в одной ступени имеет большой показатель и вполне может достигать 300.
Идеальная демпфирующая способность.
Формирование в одной ступени большого передаточного отношения.

К недостаткам же относятся:

Весьма сложная конструкция.
Высокие потери мощности на трение и деформацию гибкого колеса (КПД составляет порядка 0,7-0,85).

Фрикционная передача

Чаще всего применяется в текстильной отрасли, станкостроении и прочих сферах промышленности, кроме авиастроения. Передаваемая мощность может достигать 10 кВт. При больших показателях очень трудно гарантировать требуемое усилие прижатия катков.

В передаче существует три вида скольжения: геометрическое, упругое и буксование.

Для нормально функционирующей передачи характерно именно упругое скольжение, в то время как буксование говорит о наличии перегрузки.

Ременная передача

Как и зубчатая она встречается очень часто. В зависимости от того, как располагаются валы и ремень, передача может быть:

Открытой.
Перекрестной.
Полуперекрестной.
Угловой.
Спаренной.
Ступенчатой.

Ремень может быть круглым, плоским, трапецеидальным.

Передаточное отношение в таких передачах находится в пределах 1:4, 1:5 и лишь в редких случаях может быть равно 1:8.

К положительным качествам ременной передачи следует отнести:

Простоту конструкции.
Возможность расположения обоих шкивов на большом расстоянии друг от друга (свыше 15 метров).
Бесшумность и плавность работы.
Защиту механизмов от перегрузок благодаря упругим свойствам ремня и его способности в определённые моменты проскальзывать по поверхностям шкивов.
Работу при больших угловых скоростях.

Недостатками передачи являются:

Удлинение ремней (их вытягивание) в процессе работы, то есть недолговечность.
Непостоянство передаточного числа, что объясняется неизбежным проскальзыванием ремня.
Достаточно большие размеры.

Цепная передача

В отличие от ременного аналога не подвержена проскальзыванию. Расчет передаточного отношения выполняется по аналогии с зубчатой передачей, ведь звездочки передачи, по сути, представляют собой те же зубчатые колеса.

Характерная особенность цепной передачи – вращение передается исключительно при наличии параллельных валов. Между осями звёздочек расстояние необходимо принимать не менее величины полутора диаметров большой звездочки. При этом передаточное число может достигать показателя 1:15.

Также важно заметить, что цепь надевается на звездочки не с натягом, как ремни, а с определенной степенью провисания. Регулировка натяжения проводится с помощью специального винта.

Достоинства передачи таковы:

Небольшая чувствительность к неточностям установки валов.
Передача вращения может осуществляться одной цепью сразу же нескольким звездочкам.
Вращение может передаваться на большие расстояния.

Недостатком же является высокий шум и износ цепей в случае некачественного монтажа и при плохом техническом обслуживании.

Храповый механизм

Во многих машинах и агрегатах применяется не только непрерывное вращательное движение, но и прерывистое тоже, которое осуществляется с помощью храповика, собачки и рычага.

Храповый механизм помимо вращения еще и осуществляет предохранительную функцию. Так, например, в грузоподъемных лебедках, храповик совместно с собачкой не позволяют барабану проворачиваться в обратную сторону, надёжно фиксируя его в требуемом пространственном положении.

Рассмотренные виды механических передач применяются практически в любой отрасли народного хозяйства и получили широчайшее распространение благодаря своим техническим возможностям.

syl.ru

Определение общего передаточного отношения

По известным значениям скоростей на входе n_номиn_выхопределяем общее передаточное отношение редуктора по формуле:

(2)

Подставляя полученные в предыдущем пункте значения n_номиn_выхполучаем:

Определение числа ступеней

Поскольку в ТЗ для определения числа ступеней задан критерий минимизации массы, то согласно [1] имеем формулу

(3), где

k- расчетное число ступеней ЭМП;

i₀- общее передаточное отношение,i₀=225;

с₂- коэффициент, определяемый для равнопрочных передач на изгиб по формуле:

, где

K₃,K₄– коэффициенты, учитывающие зависимость массы шестерни от конструктивного оформления. Выбирается из таблицы[1].K₃=0.5, K₄=4.

c₂ = 1.661.

Подставляя значения в (3) получаем:

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

Распределение общего передаточного отношения по ступеням

Согласно рекомендациям в [1] назначаем число зубьев колес и шестерен из стандартного ряда. Полученные результаты представлены в табл.1.

Таблица 1

Номер ступени	Передаточное отношение	Назначенные числа зубьев
Номер ступени	Передаточное отношение	Шестерня	Колесо
1	3.75	20	75
2	3.75	20	75
3	4	20	80
4	4	20	80

Поскольку выбор числа зубьев осуществляется из рекомендуемого стандартного ряда [1], 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 [1]:

(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 =11.8·10-3Н·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_ни проверяется условие σ_н≤[σ_н].

Расчет на изгибную прочность проводят для наиболее нагруженной ступени редуктора, т.е. в нашем случае для ступени Z₈-Z₇. 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 [1]), выбираем значениеK=1.3;

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

Y_F– коэффициент формы зуба, выбирается из таблицы [1], в нашем случаеY_F=3.73;

ψ_в– коэффициент формы зубчатого венца, для мелкомодульных передач ψ_в=3...16 (согласно [1]), 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/см3

_в= 850 Мпа – предел прочности

_т= 630 Мпа – предел текучести

HRC= 52

Колеса: сталь 50

Термообработка: поверхностная закалка

 = 7.85 г/см3

_в= 800 Мпа – предел прочности

_т= 590 Мпа – предел текучести

HRC= 48

[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_Н=60*n*c*L

n– частота вращения зубчатого колеса,n=20об/_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_fбольше, 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_H₁₂ – коэффициент безопасности, δ_H₁₂ = 1/2;

K_HL– коэффициент долговечности

K_HL₌, где

N_H= 120000 оборотов

N_HO= 1,5*108для 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

[σ_F] = 448.5 МПа.

StudFiles.ru

3.6. Определение общего передаточного отношения заданного привода, а также простой и планетарной ступени зубчатого механизма.

Зубчатый ряд – механизм, в который входит два и более зубчатых колёс.

В зубчатом ряду колёса могут быть:

- ведущими – получают движение через вал, передают через зыбья;

- ведомыми – получают движение через зубья, передают через вал;

- промежуточные – получают и передают движения через зубья;

Передаточное отношение зубчатого ряда равно произведению передаточных отношений отдельных ступеней зубчатого ряда (равно дроби, в числителе которой записываем произведение чисел зубьев ведомых колёс, а в знаменателе – произведение чисел зубьев ведущих колёс).

Знак передаточного отношения зубчатого ряда будет (+), если число внешних зацеплений будет чётное; (-) – число зацеплений нечётное. Промежуточные колёса на величину передаточного отношения не влияют, но влияют на знак.

Эпициклическими – называются зубчатые механизмы с подвижными осями зубчатых колес. Эпициклические механизмы делятся на: планетарные (W=1) и дифференциальные (W>1).

Опорным – называется неподвижное центральное колесо.

Признаки планетарного механизма:

сателлиты и вадило (рычаг, который связан с сателлитом), наличие центрального (солнечного) неподвижного колеса.

Назначение планетарных механизмов – передача движения с заданным передаточным отношением. Назначение дифференциальных механизмов – сложение или разложение движений.

Обращённым – называется механизм (условный), который получается, если условно остановить водило, а угловые скорости всех остальные зубчатых колёс уменьшить на величину угловой скорости водила, тогда обращённый механизм представляет собой простой зубчатый ряд.

Комбинированный механизм – механизм, в состав которого входит одна или несколько планетарных ступеней или планетарная ступень и простые зубчатые ряды. Передаточное отношение комбинированного механизма определяется как произведение передаточных отношений отдельных ступеней этого механизма.

Замкнутым дифференциалом – называется зубчатый механизм, дифференциальная часть которого соединяется дополнительной кинематической цепью, представляющую собой чаще всего простой зубчатый ряд (W=1).

Вычерчиваем схему планетарного редуктора:

Рис.3.6.1. Схема планетарного редуктора.

Знак передаточного отношения – «+»;

m=10 мм; z₅=11; z₆=25;

- общее передаточное отношение;

- передаточное отношение зубчатого ряда;

- передаточное отношение планетарной части;

По формуле Виллиса:

с.40 [4]

Для определения передаточного отношения планетарного механизма правую часть формулы Виллиса необходимо почленно на угловую скорость выходного планетарного механизма, и из полученного выражения определить требуемое передаточное отношение.

При синтезе планетарного механизма за основное условие принимали заданное передаточное отношение; в качестве дополнительного – условие соосности. Исходя из этих условий, подбираем числа зубьев всех колёс.

Проверяем, выполняется ли условие соосности.

Рассчитываем радиусы делительных окружностей:

Z₁=172 мм;

Z₂=43 мм;

Z₃=15 мм;

Z₄=114 мм

Для построения планетарного редуктора выберем масштабный коэффициент:

При синтезе планетарного механизма, в качестве дополнительного условия может быть также ипоьзовано:

условие соседства:

когда для обеспечения прочности и жёсткости зубчатого механизма, в редуктор устанавливается несколько сателлитов.

где к – число сателлитов; z₂ – число зубьев сателлитов; z₁ – число зубьев колеса, по которому перемещаются сателлиты.

условие сборки:

заключается в том, что при установке первого сателлита, солнечные колёса займут вполне определённое положение и может случиться так, что при установке следующего сателлита его зубья наложаться на зубья одного из центральных колёс, что воспрепятствует сборке.

условие: где к – число сателлитов;z₁ и z₃ – число зубьев центрального колеса; q – целое число.

Сумма центральных солнечных колёс должна быть кратной числу сателлитов.

StudFiles.ru

Понятие о передаточном отношении

Общие сведения о механических передачах

Для увеличения производительности и облегчения физического и умственного труда человека создаются машины - механические устройства, выполняющие движения для преобразования энергии материалов или информации. Металлорежущие станки - это машины для обработки материалов резанием.

Между двигателем и рабочими органами станка имеются промежуточные устройства - механические передачи. Это необходимо поскольку:

1) скорость рабочего органа в процессе работы необходимо изменять, а скорость приводной части (напр., электродвигателя) обычно постоянна,

2) нередко от одного двигателя необходимо приводить в движение несколько механизмов с различными скоростями (напр., вращение шпинделя и перемещение суппорта при точении);

3) нередко рабочие органы совершают возвратно-поступательные движения, а двигатель имеет вращающийся вал.

Механические передачи - это механизмы, служащие для передачи движения на расстояние, чаще с преобразованием скоростей, иногда с преобразованием вида движения.

Классификация механических передач:

По принципу передачи движения:

-передачи трением (ремённые, фрикционные)

-передачи зацеплением (зубчатые, зубчато-реечные, червячные, цепные).

По способу соединения деталей:

-передачи с непосредственным контактом тел вращения (зубчатые, фрикционные);

-передачи с гибкой связью (ремённые, цепные).

Каждая передача характеризуется определенными параметрами, которые позволяют найти перемещение ведомого звена соответствующее определенному перемещению ведущего звена. Для всех передач, у которых ведущее и ведомое звенья вращаются, таким параметром является передаточное отношение.

Передаточное отношение - это отношение частоты вращения ведомого вала к частоте вращения ведущего:

где n₁, n₂ - частоты вращения ведущего и ведомого валов,мин-1

Частота вращения шпинделя определяется по формуле:

где n_дв – частота вращения двигателя, мин-1; i_общ=i₁∙i₂∙i_n – общее передаточное отношение кинематической цепи, связывающей двигатель со шпинделем (i₁,∙i₂…∙i_n — .передаточные отношения механических передач, входящих в кинематическую цепь).

3.3.3. Ремённые передачи

Ремённая передача — механизм, служащий для преобразования вращательного движения при помощи шкивов, закреплённых на валах, и надетого на них с натяжением гибкого ремня. Нагрузка передаётся силами трения, возникающими между шкивами и ремнём.

Достоинства ремённых передач:

• простота конструкции и эксплуатации;

• плавность и бесшумность работы, смягчение вибраций, толчков и ударов благодаря упругости ремня;

• быстроходность;

• предохранение механизмов от перегрузки вследствие возможного проскальзывания ремня;

• возможность передачи вращения на большие расстояния (до 12 м) и под различными углами.

Недостатки ремённых передач:

• малая долговечность приводного ремня (из-за его износа);

• сравнительно большие габариты и ограниченная передаваемая мощность;

• большие нагрузки на валы и их опоры (от натянутого ремня);

• непостоянство передаточного отношения большинства ремённых передач (из-за проскальзывания ремня).

Виды ремённых передач в зависимости от формы поперечного сечения ремня

(по рис. 3.8):

- плоскоремённые с прямоугольным профилем поперечного сечения (а). Они предпочтительны при больших межосевых расстояниях. Ремни обладают большой гибкостью и повышенной долговечностью, шкивы просты по конструкции. Эти передачи применяют при весьма высоких скоростях ремня (до 100 м/с). По сравнению с другими механическими передачами плоскоремённая передача обеспечивает наиболее спокойный ход без вибраций;

- клиноремённые с трапециевидным профилем поперечного сечения (б). По сравнению с плоскоремёнными клиноремённые передачи обладают большей тяговой способностью. При одинаковой передаваемой мощности они требуют меньшего натяжения, создают меньшие нагрузки на валы и опоры, применяют при меньших межосевых расстояниях. Однако стандартные ремни не допускают скорость более 30 м/с. Недостатком является неравномерная нагрузка на ремни, что снижает их долговечность, так как в передаче с несколькими ремнями неизбежен разброс их размеров и упругих свойств, что приводит к появлению различия в натяжении ремней и в передаточных отношениях отдельных ручьёв);

— поликлиноремённые (поликлиновые) с плоскими ремнями, имеющими продольные клиновые выступы (рёбра) на внутренних поверхностях ремня, входящие в кольцевые канавки шкивов (в). Сочетание преимуществ клиновых ремней (повышенное сцепление со шкивами) и гибкости, характерной для плоских ремней, позволяет использовать поликлиновые ремни на шкивах малого диаметра. Скорость ремня до 50 м/с. Передачи обладают большой демпфирующей способностью;

— круглоремённые с круглым профилем поперечного сечения ремня (г); передачи применяют при небольших передаваемых мощностях, например, в приборах, настольных станках;

— зубчато-ремённые передачи (д) с плоскими ремнями, имеющими на внутренней поверхности зубья трапецеидальной формы, которые входят в зацепление с зубчатым шкивом. По сравнению с другими ремёнными эти передачи более компактны, а по сравнению с цепными работают более плавно, с меньшим шумом и не требуют смазки и особого ухода. Зубчато-ремённые передачи имеют хорошую тяговую способность, постоянное передаточное отношение, небольшие нагрузки на валы и опоры, незначительное вытяжение ремня.

Первые четыре являются передачами трением, последняя - зацеплением.

В современном машиностроении наибольшее применение имеют клиноремённые передачи; в последнее время увеличивается применение поликлиновых и зубчатых ремней, а также плоских ремней из синтетических материалов, обладающих высокой долговечностью.

В зависимости от взаимного расположения осей валов ремённые передачи классифицируют на:

открытые с параллельными осями валов и вращением их шкивов в одном направлении (рис.3.9, а);

перекрёстные с параллельными осями валов и вращением шкивов в противоположных направлениях (см. рис. 3.9, б);

угловые с направляющими роликами и с перекрещивающимися или пересекающимися осями валов (см. рис. 3.9, г).

Клиновые, поликлиновые и зубчатые ремни можно применять только в открытых передачах. Наибольшее распространение имеют открытые плоско и клиноремённые передачи.-

Передаточное отношение ремённой передачи

где d₁, d₂ - диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм; h — коэффициент проскальзывания ремня (h = 0,97...0,985).

studopedia.ru

1.6 Определение общего передаточного отношения и передаточного отношения ременной передачи

Принимаем редуктор конически-цилиндрический с _ред= 20;

Следовательно передаточное отношение ременной передачи вычисляется:

_общ=_дв/_вых=1410/22=64

_ред===20

_рп=_общ/_ред=64/20=3,2

1.7 Определение скоростей, мощностей и моментов на валах

Определение угловых скоростей

Определение мощностей

Определение крутящих моментов

Определение угловых скоростей

Табл.6 Силовые и кинематические параметры привода

Номер вала	n, мин-1	ω, с-1	P, кВт	T, Нм
1	1410	147,58	3000	2,033
2	440,6	46,12	2850	61,8
3	110	11,53	2654	57,54
4	22	2,3	2468,1	1073

1.8 Выбор редуктора

Принимаем редуктор КЦ1 200. Параметры редуктора из табл. 19 и 27 [2]

Таблица 4. Габаритные и присоединительные размеры двух ступенчатых конически-циллиндрических редукторов типа КЦ250

Тип		а_ω1		а_ω2		В		А	А₁	L	L₁	L₂	L₃	l	l₁	l₂	l₃	Н
КЦ 1-200		0		200		300		375	250	900	480	0	0	310	0	255	460	435
Н₁	Н₂		Н₃		n		d
225	180		-		4		17

Т_таблК_р≥( Т_табл=1270 Н, К_р=0,8)

1270·0,8>57,54

Т.о. условие выполняется

Таблица 5. Характеристика зацепления цилиндрических двухступенчатых горизонтальных редукторов типа КЦ250

Номинальное передаточное число	Вращающий момент на выходном валу, Н*м	Радиальная сила на валу, Н			КПД
		входном	выходном
20	1270	2500	8750	0,98

Ременная передача

Схема ременной передачи:1-ведущий шкив,2-ведомый шкив,3-ремень

Исходные данные (полученные из кинематического расчёта привода): Мощность на ведущем валу: P1 = 3 кВт; Частота вращения ведущего вала: n1 = 1410 об/мин.; Передаточное число ремённой передачи: U = 3,2. 1) Рассчитываем крутящий момент на ведущем валу, затем выбираем по таблице сечение ремня и диаметр меньшего шкива:

Принимаем: d1=100 мм; Сечение ремня S = 81 мм2, типа А. (ГОСТ 1284.1-80) 2) Определяем диаметр большого шкива:

3) Уточняем передаточное число с учётом относительного скольжения: ε≈ 0.01:

Определяем расхождение от заданного U: (∆i / i) · 100% = ((|iст – i|) / iст) · 100% = ((|3,2-3.23|) / 3,2) · 100% = 0,9%

4) Проводим сравнение ; - условие выполняется. 5) Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния: ; т.к. i=3,2, то с=1; a’=320 мм. 6) Определяем ориентировочное значение длины ремня:

мм Из стандартного ряда длину ремня L принимаем: L=1320 мм. 7) Уточняем межосевое расстояние: ; а=325 мм. 8) Определяем скорость ремня: м/с.9) Определяем число пробегов ремня в секунду: 5,6 с-1 10) Определяем угол обхвата ремней малого шкива: м/с. 11) Проводим проверку ; 158,9ᵒ≥120ᵒ- условие выполняется. 12) Определяем окружную силу на шкивах: Н.

13) Определяем ориентировочное значение числа устанавливаемых ремней: м/с. где - допустимое полезное напряжение; А1 – площадь поперечного сечения ремня; k0– полезное напряжение ремня, МПа;

м/с. где V – скорость ремня, м/с; ν – частота пробегов ремня; bh – ширина ремня по нейтральному слою;ku – коэффициент влияния передаточного числа; ca – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность; cp – коэффициент режима работы. 14) Определяем силы, действующие на валы: где А1 = 81 мм2, z =2, k0 = 3,49МПа; =180-158,9=21,1- угол между ветвями ремня.

=1115,3 Н.

StudFiles.ru

Что такое передаточное отношение

Очень часто для характеристики движения того или иного механизма используется такое термин, как передаточное отношение. Что это такое и в чем его суть, попробуем сейчас разобраться.

Каждый механизм характеризуется наличием входного и выходного вала и, соответственно, входных и выходных параметров, к которым, в частности, можно отнести взаимосвязанные между собой частоту вращения и угловую скорость. Двигатель всегда подключается в начале каждого устройства и передает движение на входной вал. Данный вал также называют ведущим, так как через него затем передается движение на механизм в целом и выходной (ведомый) вал в частности. При этом угловая скорость вала на выходе меняет либо свое значение, либо направление, либо то и другое. Поэтому для определения взаимосвязи или изменения характеристик вращения ведомого и ведущего валов и было некогда введено интересующее нас понятие.

Таким образом, можно утверждать, что передаточное отношение для любого механического устройства можно будет найти путем деления конечной угловой скорости на начальную. Учитывая существующую прямую зависимость между характеристиками движения вала, искомое отношение аналогичным образом находится через известные значения частот вращения валов. Так как производится деление одноименных величин, то найденный параметр не будет иметь размерности.

Передаточное отношение определяется не только для элементарных передач, но и для более сложных устройств. К ним, в частности, относятся коробки передач, многоступенчатые редукторы. Здесь возникают свои особенности расчетов. На последних устройствах остановимся более подробно.

Передаточное отношение редуктора будет зависеть от количества ступеней. Если в его состав входит только одна передача, то достаточно просто рассчитать искомое значение для нее как для простого устройства, чтобы достичь поставленной цели. Если же ступеней несколько, то общее передаточное отношение можно определять путем умножения передаточных чисел всех ступеней либо путем деления угловой скорости вала на входе в редуктор на угловую скорость на его выходе. Можно также воспользоваться знанием крутящего момента. Для этого нужно найти отношение на выходе и входе. Если оно больше единицы, то редуктор называется повышающим, если меньше – понижающим. Какой бы метод для своих расчетов вы не выбрали, во всех случаях должно получиться одно и то же числовое значение. Можно проверить правильность своих вычислений, воспользовавшись всеми перечисленными методами.

Передаточное отношение зубчатой передачи также определяется различными способами. Помимо выше перечисленных, можно также воспользоваться знанием числа зубьев на ведущем и ведомом колесах. Для этого достаточно найти отношение последнего значения и первого. Иногда в литературе подобным образом производится расчет передаточного числа, при этом отмечается, что оно не может быть меньше единицы. Однако в последнее время данные понятия слились воедино, и во многих современных учебниках по курсу «Детали машин» подобным образом рассчитывается именно отношение, а не только число. Это, по-видимому, правильно, так они фактически отражают одно и то же: как меняются входные и выходные параметры передачи, хотя изначально для определения отношения не имело значение, производится ли деление выходного параметра на выходной или наоборот.

Многие используют передаточное отношение для решения обратной задачи. Например, если мы знаем данную характеристику механизма и его входную угловую скорость, то для нахождения выходной достаточно будет умножить друг на друга названные параметры.

Надеюсь, прочитанная вами информация позволила заполнить некоторые пробелы в ваших знаниях, и вы сможете воспользоваться ею при выполнении различных инженерных расчетов.

fb.ru