2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке

.

1. Определить частоту вращения приводного вала рабочей

машины об/мин:

а) для ленточных конвейеров, грузоподъемных и прочих машин:

отсюда

где v—скорость тягового органа, м/с; D—диаметр барабана, мм;

б) для цепных конвейеров:

отсюда

где v—скорость конвейера, м/с; z—число зубьев ведущей звездочки тягового органа; t—шаг тяговой цепи, мм.

4.Выбор передаточного числа закрытой и открытой передач

Определение и выбор передаточных чисел ступеней производится разбивкой передаточного числа привода (общего передаточного числа U)

для всех вариантов типа двигателя так, чтобы

U=UзпUоп ,

где Uзп- передаточное число закрытой передачи(редуктора); Uоп-передаточное число открытой передачи(по заданию, при необходимости)

Передаточные числа закрытой и открытой передач выбираются по таблице 0,3

Таблица 0,3. Рекомендуемые значения передаточных чисел

Закрытые зубчатые передачи (редукторы) одноступенчатые цилиндрические и конические (СТ СЭВ 221-75)

1-й ряд	2	2,5	3,15	4	5	6,3
2-й ряд	2,24	2,8	3,55	4,5	5,6	7,1

Закрытые червячные передачи (редукторы) одноступенчатые для червяка с числом витков z=1;2;4; (ГОСТ 2144-75)

1-й ряд	10	12,5	16	20	25	31,5
2-й ряд	11,2	14	18	22,4	28	35,5

Примечание: значения 1-ого ряда следует предпочитать значениям 2-ого ряда

Открытые зубчатые передачи: 3…7

Цепные передачи: 2…5

Ременные передачи(все типы) : 2…4

3. МАТЕРИАЛЫ И ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ

1. Материалы червячной пары.

В связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазки материалы червячной пары должны обладать антифрикционными свойствами, износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию.

Червяки современных передач изготовляют из углеродистых или легированных сталей (табл.1/1,табл.8.8/). Наибольшей нагрузочной способностью обладают пары, у которых витки червяка подвергают термообработке до высокой твердости (закалка, цементация и пр.) с последующим шлифованием.

Червячные колеса изготавливают преимущественно из бронзы (табл.2/1, табл.9.41/), реже из латуни или чугуна.

Оловянные бронзы типа ОФ10-1, ОНФ и другие считаются лучшим материалом для червячных колес, однако, они дороги и дефицитны. Их применение ограничивают передачами при сравнительно больших скоростях скольжения ( м/с). Безоловянистые бронзы, например, алюминиево-железистые типа АЖ9-4 и др., обладают повышенными механическими характеристиками (HB, ), но имеют пониженные противозадирные свойства. Их применяют в паре с твердыми ( 45HRC) шлифованными и полированными червяками для передач, у которых . Чугун серый или модифицированный применяют при ,преимущественно в ручных приводах.

3.2. Допускаемые контактные напряжения.

В червячных парах расчеты на прочность производят для колеса как более слабого элемента. Особенности выбора допускаемых напряжений для червячных колес связаны с их малыми частотами вращения и малыми эквивалентными числами нагружений, в то время как кривые усталости для бронз имеют длинные наклонные участки-до циклов нагружений. Поэтому за исходные принимают допускаемые напряжения при циклов нагружений.

Для чугуна наклонные участки короткие, поэтому напряжения выбирают независимо от числа циклов.

Для бронз с достаточным сопротивлением заеданию (оловянистых) из условия сопротивления материала поверхностной усталости допускаемые контактные напряжения

, (1)

где -временное сопротивление для бронзы при растяжении, МПа;

(0,75…0,9) -допускаемые напряжения при циклов;

0,9 -при шлифовании и полированном червяке с твердостью 45HRC ;

0,75 -при несоблюдении указанных условий для червяка;

-коэффициент, учитывающий скорость скольжения, принимают по табл.3.

При проектном расчете скорость скольжения (м/с) оценивают по приближенной зависимости

, (2)

где - крутящий момент на валу червячного колеса, Нм;

- эквивалентное число циклов нагружений по контактным напряжениям

(3)

Если , его принимают равным .

Для твердых (безоловянистых) бронз и чугунов допускаемые контактные напряжения принимают из условия сопротивления заеданию в зависимости от скорости скольжения.

Для бронзы БрАЖ9-4

, МПа (4)

Для чугуна

, Мпа

3.3. Допускаемые напряжения изгиба.

Для всех марок бронз при нереверсивной передаче допускаемые напряжения изгиба

, (5)

где -эквивалентное число циклов нагружений по напряжениям изгиба

, (6)

Если , то его принимают равным .

Если > , то его принимают равным .

Для чугуна при нереверсивной передаче

, (7)

где -предел прочности при изгибе.

Для реверсивных передач умножают на коэффициент, равный 0,8.

3.4 Допускаемые напряжения при кратковременных перегрузках.

Для проверки червячных передач на прочность при максимальной статической или пиковой нагрузке, которая не учтена в основном расчете, принимают следующие предельные допускаемые напряжения:

• для оловянных бронз

, (8)

• для бронзы БрАЖ9-4

, (9)

• для чугуна

, (10)

• для бронзы всех марок

, (11)

• для чугуна

.

4. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПЕРЕЛАЧИ

1. Передаточное отношение передачи

(12)

2. Число заходов червяка рекомендуют в зависимости от передаточного отношения

1 при 8…15

2 при 15…30 (13)

4 при

3. Число зубьев червячного колеса (предварительно)

(14)

По условию не подрезания зубьев, (15)

4. Крутящий момент на червяке

, (16)

где

(17)

4.5. Крутящий момент на червячном колесе

, (18)

где -К.П.Д. червячной передачи.

Для предварительных расчетов К.П.Д. оценивают ориентировочно по средним значениям:

при 1 0,7…0,75

при 2 0,75…0,82 (19)

при 4 0,87…0,92

5. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ И РАЗМЕРЫ ЗАЦИПЛЕНИЯ

1. Межосевое расстояние определяют по формуле:

, (20)

где q- коэффициент диаметра червяка, который выбирают из стандартного ряда:

q = 8;10;12,5;16;20 (21)

Рекомендуют (22)

- приведенный модуль упругости материалов червяка и червячного колеса:

(23)

Здесь - модуль упругости материала червяка,

- модуль упругости материала колеса.

= МПа – сталь

= МПа – бронза, чугун (24)

Межосевое расстояние округляют по ряду Ra 40:

…40; 50; 63; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130, далее через 10 до 260 и через 20 – до 420…

2. Модуль зацепления (осевой)

(25)

Значения m стандартизованы:

M = 2; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5 мм (26)

3. Коэффициент смещения для червячного колеса определяют для того, чтобы вписаться в принятое межосевое расстояние

(27)

По условию не подрезания и не заострения зубьев

(28)

Следует иметь в виду, что вписаться в межосевое расстояние можно и путем некоторого отклонения не более % от передаточного отношения, т.е. путем изменения .

4. Начальные диаметры червяка и колеса

(29)

5. Проверяют выбранное значение скорости скольжения

, (30)

где - окружная скорость червяка

(31)

- угол подъема винтовой линии червяка

(32)

При отклонении фактического значения скорости скольжения , определенного по формуле (30) от принятого ранее по формуле (2), в пределах %, материал червячного колеса сохраняют и не пересчитывают.

6. Основные размеры для червяка:

• начальный диаметр (29)

• диаметр окружности выступов

(33)

• диаметр окружности впадин

(34)

• длину нарезанной части червяка определяют по условию использования одновременного зацепления наибольшего числа зубьев определяют по табл.4/1, табл.9.4/.

7. Основные размеры червячного колеса:

• межосевое расстояние

(35)

• начальный диаметр (29)

• диаметр окружности выступов

(36)

• диаметр окружности впадин

(37)

• угол обхвата червяка колесом (для силовых передач)

(38)

• максимальный диаметр окружности выступов и ширину колеса определяют по табл.5.

7. По табл.6/1, табл.9.2/ назначают степень точности.

7. Уточняют К.П.Д. червячной передачи

, (40)

где - угол трения, определяют по табл.7/1, табл.9.3/.

5. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАССЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ

1. Проверочный расчет на прочность по контактным напряжениям

, (41)

где - коэффициент расчетной нагрузки по контактным напряжениям

(42)

Здесь - коэффициент динамической нагрузки

- коэффициент концентрации нагрузки

При достаточно высокой точности изготовления червячной передачи принимают

при м/с,

при м/с (43)

При постоянной внешней нагрузке ; при переменной нагрузке - большие значения при малых q и больших

- профильный угол, ;

- торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса.

Приближенно при и x = 0

(44)

- коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной лини в связи с тем, что соприкосновение осуществляется не по полной дуге обхвата.

2. Проверочный расчет на прочность по напряжениям изгиба

, (45)

где - окружная сила колеса

, (46)

- коэффициент формы зуба, принимают по табл.8 с учетом эквивалентного числа зубьев колеса

(47)

- коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба, см. (42)

- нормальный модуль

(48)

3. Проверка статической прочности при перегрузках.

• по максимальным контактным напряжениям

(49)

• по максимальным напряжениям изгиба

(50)

6. ПРИМЕР РАСЧЕТА ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Рассчитать червячную передачу редуктора .

Схема редуктора Циклограмма нагрузки

Исходные данные:	F = 3000Н	D = 200 мм	= 1,3
	V=0,8 м\с	B = 350 мм	= 0,9

Режим работы редуктора:7 часов в сутки, 300 дней в году в течение 5 лет.

Редуктор изготовлен в отдельном закрытом корпусе, смазка – погружением колес в масляную ванну.

;

Подбор электродвигателя

Мощность электродвигателя вычисляется по формуле:

, (1.1)

где Р₁ – номинальная мощность; Р₁ = FV; Р₁ = 3000*0,8=2400 Вт

η – общий КПД.

Находим общий КПД по(табл 0,1):

Цилиндрическая закрытая передача (1 пара зубчатых колес) – η₁ = 0,97

1 пара подшипников качения – η₂ = 0,99 (при использовании подшипников качения редуктор будет легче).

Общий КПД будет равен

Теперь находим мощность электродвигателя: .

По ([3] с.264 табл.14.2) выбираем тип электродвигателя по мощности и скорости вращения на входном валу (чем больше скорость вращения, тем меньшие габариты имеет редуктор и тем меньше его стоимость). Тип 4АМ90L2Y3 с мощностью

Р_двиг.=3 кВт и скорости вращения на входном валу n_двиг. = 2840 об/мин соответствует вычисленной мощности электродвигателя и заданной скорости вращения на входном валу.

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке .