3229

Из табл. 2.2 выбираем ближайшие по мощности электродвигатели:

4А112МА6УЗ, с N= 4 кВт и nc = 1000 об/мин, s 4,7%;

4А100L4УЗ, с N = 4 кВт и nc = 1500 об/мин, s 5,1%.

В первом варианте передаточное число может быть реализовано, например, так: по табл. 2.4 выбираем для ременной передачи u1 = 2; для редуктора u2 = u = 4 и для цепной передачи

139

u3 = 4. Общее передаточное число привода i u1u2 u3 2 4 4 32 .

Отклонение от заданного передаточного числа составит

Во втором варианте передаточное число может быть реализовано, например, так: по табл. 2.4 выбираем для ременной передачи u1 = 3; для редуктора u2 = u = 4 и для цепной передачи u3 = 4. Общее передаточное число привода

i u1u2 u3 3 4 4 48.

Отклонение от заданного передаточного числа составит

Допускаемое отклонение передаточного числа составляет

3%.

Поэтому приемлем второй двигатель.

Следует обратить внимание на то, что во всех дальнейших расчетах привода следует использовать требуемую мощность двигателя, равную в данном случае 3600 Вт, а не номинальную мощность двиг а - теля.

Ели требуемая мощность двигателя превышает его номинальную мощность, то необходима проверка двигателя по перегрузке по формуле

Допустимая перегрузка по мощности составляет 3%.

В общем случае выбор варианта кинематической схемы и

140

разбивка общего передаточного числа привода по входящим в него передачам допускают множество решений. Например, установка двухступенчатого редуктора позволяет не использовать ременную или цепную передачу, а червячный редуктор дает возможность получить заданное передаточное число в одной ступени. Однако КПД червячного редуктора значительно ниже, чем у зубчатого редуктора. Червячный редуктор менее долговечен, чем двухступенчатый редуктор и при длительной работе может потребоваться его принудительное охлаждение.

На практике при выборе того или иного варианта кинематической схемы привода и распределении передаточных чисел по передачам, входящим в привод, следует принимать во внимание не только габариты этих передач, но и надежность, экономичность, удобство монтажа и эксплуатации.

141

Глава 3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

§3.1. Общие сведения

Вкурсовых проектах обычно разрабатываются два вида зубчатых передач.

Передачи, которые заключены в отдельный корпус (например, редукторного типа) или встроены в машину называются закрытыми. Такие передачи обеспечиваются достаточным количеством смазки, и могут работать продолжительное время с относительно высокой окружной скоростью порядка десятка м/с. Проектный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет напряжений изгиба в зубьях, чтобы предотвратить разрушение зубьев за счет поломок зубьев, вызванных этими напряжениями. Как правило, такая проверка показывает, что рассчитанные напряжения изгиба оказываются ниже допускаемых. Однако, при выборе слишком малого модуля зацепления или большого суммарного числа зубьев колес (около Z 200 ) или применении термо-

химической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше HRC 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба.

Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба с учетом износа зубьев в процессе эксплуатации. Нет необходимости проверять выносливость поверхностей зубьев открытых зубчатых передач по контактным напряжениям, так как абразивный износ поверхностей зубьев предотвращает выкрашивание их от переменных кон-

142

тактных напряжений.

Зубчатые передачи, работающие с большими кратковременными (пиковыми) перегрузками, необходимо проверять на отсутствие опасности хрупкого разрушения или пластических деформаций рабочих поверхностей зубьев от контактных напряжений, а также на отсутствие хрупкого излома или пластических деформаций (сдвигов) при изгибе. Это правило относится как к закрытым, так и открытым передачам.

Кратковременное действие пиковых нагрузок не оказывает влияния на поверхностную и общую усталостную прочность зубьев. Поэтому определение напряжений, вызываемых такими нагрузками, следует рассматривать как проверку зубьев на поверхностную и общую статическую прочность. Расчетные формулы, относящиеся к рассматриваемому случаю, имеют тот же вид, что и формулы для расчетов на усталостную прочность, но значения допускаемых напряжений, принимаемых в этих расчетах, различны.

Расчет закрытых зубчатых пере-

- принято обозначать max ; при эллиптическом законе распре-

143

точке контакта

§ 3.2. Проектный расчет цилиндрических предач на контактную выносливость

Для расчета передач с цилиндрическими зубчатыми колесами (рис. 3.2) на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям пользуются формулой (3.2); мак-

H - индекс Н (латинск.) соответствует первой букве фамилии

знаменитого физика Г. Герца; нагрузка на единицу длины контактной линии зубьев

определяются по формулам (3.33) и (3.34)); KH - коэффици-

ент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца b;

где Nд - потребная мощность двигателя в кВт; n1 - частота

145

вращения вала двигателя в об/мин; P , z и М - коэффициен-

ты полезного действия подшипников (для пары подшипников), зубчатого зацепления и компенсирующей муфты, соединяющей вал двигателя с валом редуктора; u - передаточное число передачи. При фланцевом креплении двигателя к редуктору используются жесткие муфты, для которых М = 1.

Коэффициенты полезного действия элементов передачи выбираются по таблице 2.1.

Приведенный радиус цилиндров р* следует заменить величиной приведенного радиуса эвольвентных профилей зубьев в полюсе зацепления - точке Р. Так как

коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес; его размерность соответству-

форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

146

Z = 1 / k - безразмерный коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых колес

Все величины, входящие в эту формулу, должны быть выражены в соответствующих единицах. В стандарте, регламентирующем расчет зубчатых передач, допущено отклонение от этого правила: момент выражен в Н*м, a d и b в мм, напряжение и модуль упругости в МПа (1 МПа= 106 Па= 106 Н/м2).

В дальнейшем, следуя правилу теории размерностей, бу-

После подстановки указанных значений коэффициентов в формулу (3.5) и замены в ней d2 через межосевое расстояние aw по формуле

прямозубых передач

KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; для прямозубых колес при-

148