3229

(3.48)

жение изгиба, принимаемое для материалов с твердостью ни-

же НВ 350, равным 2,7 HB , где HB - величина твердости материала. Для твердостей, превышающих НВ 350, величина

F max определяется по табл. 3.8.

Поскольку M 2 max / M 2 = M 1max / M 1 , расчет ведется для

колеса, поскольку твердость поверхностей зубьев колеса ниже, чем твердостьповерхностей зубьев шестерни.

В данном случае F max = 2,7*220= 594 МПа.

Пиковым моментом считаем максимальный момент двигателя, который определяется по номинальному моменту двигателя и отношению M max / M ном , равному 2,2.

Максимальный пиковый момент на валу колеса

Условие статической прочности зубьев по напряжениям изгиба выполнено.

290

§ 6.4. Расчет одноступенчатой червячной передачи

Задание Спроектировать одноступенчатый червячный редуктор с

нижним расположением червяка для привода винтового конвейера (рис. 6.7) по следующим данным:

мощность, потребляемая конвейером N 4 кВт;

частота вращения вала конвейера n2 75 об/мин;

срок службы привода Т = 30000 ч; нагрузка нереверсивная, переменная;

схема привода представлена на рис. 6.7; данные для построения графика загрузки передачи

график загрузки привода показан на рис. 6.8.

В качестве расчетного критерия при расчете по контактным напряжениям принять отсутствие задира зубьев червячного колеса.

Привод винтового конвейера с червячным редуктором состоит из электродвигателя – 1, муфты упругой – 2, червяка – 3 и червячного колеса – 4.

291

6.4.1. Кинематический расчѐт и подбор двигателя

По данным табл. 2.1 примем предварительно КПД червяч-

где p = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения; м =

0,98 - КПД муфты, соединяющей быстроходный вал редуктора с валом двигателя. Величины КПД взяты из табл. 2.1.

Мощность электродвигателя

Nд=N2/ = 4/0,768= 5,208 кВт.

По табл. 2.2 выбираем асинхронный электродвигатель с м 4АМ112М4УЗ, параметры которого N ном 5,5 кВт, синхронная частота вращения n= 1500 об/мин, номинальная частота вращения nном= 1445 об/мин. Максимальный пусковой момент на валу двигателя превышает номинальный момент в 2,2 раза.

Действительное передаточное число редуктора u nном / n2 1445/74= 19,52.

Перегрузка по мощности отсутствует.

Из табл. 2.3 присоединительных размеров двигателей определяем диаметр выходного вала двигателя d = 32 мм, который необходим при подборе муфты, соединяющей вал двигателя с входным валом редуктора.

С учетом параметров передач (табл. 4.1), число витков червяка z1 , принимаем в зависимости от передаточного числа u 19,5 равным 2.

292

Число зубьев червячного колеса

z2 z1u 2*19,5= 39.

6.4.2. Выбор материалов зубчатых колес

Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии материалов принимаем для венца червячного колеса бронзу Бр.АЖ9-4Л (отливка в землю).

6.4.3. Расчѐт допускаемых контактных напряжений

Поскольку критерием работоспособности передачи является отсутствие задира в зацеплении, допускаемое контактное

Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении vs = 5 м/с. Тогда при длительной работе допускаемое кон-

тактное напряжение H 155 Н/мм.

6.4.4. Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы определяются по формуле (4.31)

гибного напряжения при длительной работе передачи (табл.

базовое число циклов нагружения; NFE - эквивалентное число

293

циклов нагружения зубьев колеса m- показатель кривой выносливости (m= 9 для бронзовых червячных колес);

Поскольку частота вращения валов постоянна, а нагрузка на передачу переменна, определяем эквивалентное число циклов нагружения

NHE 60Tn m ( im )i ,

где n - частота вращения вала рассчитываемого колеса; i - доля времени от общего времени работы передачи Т, в течение которого передача нагружена моментом M i (принято считать

M 1 M max ); i M i / M ном (величины i приведены на графике загрузки передачи); M ном - номинальный момент нагрузки на передачу.

Для червячного колеса

+0,859*0,3)= 1,024*108.

Коэффициент долговечности

Допускаемое напряжение изгиба

0 F1 0,595*98= 58,311 МПа.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червя-

ка

q= 10.

Вращающий момент на валу червячного колеса

Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности (формула (4.17))

где z2 - число зубьев червячного колеса; q - коэффициент диаметра червяка; H - допускаемое контактное напряжение;

M p2 KM 2 - расчетный момент на валу червячного колеса;

E* - приведенный модуль упругости. Формула верна при лю-

бых взаимно согласованных единицах измерения входящих в нее величин.

Принимаем предварительно коэффициент расчетной нагрузки К = 1,2.

Принимаем по (табл. 4.2) стандартные значения m 8 мм и q = 10.

Межосевое расстояние при стандартных значениях т и q

295

Если бы требовалось спроектировать редуктор с параметрами, соответствующими стандарту, то следовало бы принять aw = 200 мм и пересчитать m q .

Передаточное число

диаметр вершин витков червяка (при коэффициенте высоты головки, равном единице) определяется по формуле

d a1 d1 2m m( q 2 ) 8*(10+2)= 96 мм;

диаметр впадин витков червяка (при коэффициенте радиального зазора 0,2)

d f 1 d1 2,4m m( q 2,4 ) 8*(10-2,4)= 60,8 мм.

при z1 = 1 или 2 длину нарезанной части червяка b1 принимают

b1 11 0,06z2 m +25= (11+

+0,06*39)*8+25= 131,5 мм.

Принимаем b, = 132 мм;

Делительный угол подъема (по табл. 4.4)

Отсюда 11 18 36.

Основные размеры червячного колеса.

296

Делительный диаметр червячного колеса

d2 z2 m = 39*8= 312 мм;

Диаметр вершин зубьев червячного колеса (при коэффициенте высоты головки, равном единице) плоскостью,

da2 d2 2m m( z2 2 ) = 8*(39+2)= 328 мм.

Диаметр впадин зубьев червячного колеса (при радиальном зазоре 0,2m)

d f 2 d2 2,4m m( z2 2,4 ) = 8*(39-2,4)= 292,8 мм.

Наибольший диаметр червячного колеса dam2 определяется по формуле

dam2 da 2 6 m /( z1 2 )= 328+6*8/(2+3)= 340 мм.

При z1 = 1 - 3 ширину венца колеса b2 рекомендуется определять из условия

b2 < 0,75da1= 0,75*96= 72 мм.

Окружная скорость для червяка

Этой скорости в табл. 4.9 соответствует H 149 МПа.

Отклонение допускаемого напряжения

незначительно.

Поскольку расчетное межосевое расстояние равно 179 мм и после округления m и q до стандартных значений было увеличено до 196 мм, т. е. на 10%, пересчитывать aw по формуле

(4.19) не следует. Необходимо проверить лишь допускаемое контактное напряжение H . Для этого следует уточнить КПД редуктора.

При скорости скольжения vs 6,15 м/с приведенный ко-

эффициент трения для безоловянной бронзы и стального шлифованного червяка (см. табл. 4.4) f 0,020*1,5 = 0,03 и при-

веденный угол трения 1 43.

Коэффициент полезного действия червячного редуктора с учетом потерь в зацеплении, в опорах и на разбрызгивание и перемешивание масла

По табл. 4.7 выбираем 7 - ю степень точности передачи и нормальный гарантированный боковой зазор х. В этом случае коэффициент динамичности Kv 1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (формула (4.29)) K зависит от характера изменения нагрузки

и от деформаций червяка

где - коэффициент деформации червяка;