16 Примеры расчетов приводов

16.1 Пример расчета привода с плоскоременной передачей и червячно-цилиндрическим редуктором

16.1.1 Исходные данные для проектирования

Рассчитать привод по схеме, показанной на рисунке 16.1.

II

Исходные данные:мощность на выходном (рабочем) валукВт; частота вращения выходного валаоб/мин; срок службы.

Плоскоременная передача расположена в горизонтальной плоскости, работает с постоянной нагрузкой в запыленном помещении. Режим нагружения II(см. таблицу 4.3).

16.1.2 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Определяем потребную мощность электродвигателя для всего привода.

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле

кВт,

где – общий КПД привода;

.

По данным, приведенным в таблице 4.2, принимаем:

–КПД плоскоременной передачи ();

₂– КПД червячной передачи при двухзаходном червяке в масляной ванне ();

–КПД зубчатой передачи с цилиндрическими колесами, работающей в масляной ванне ();

–КПД, учитывающий потери в паре подшипников качения ().

По приложению А.4 выбираем трехфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель серии 4A90L4У3;кВт;об/мин.

Определяем общее передаточное число привода:

; .

По таблице 4.2 принимаем передаточное отношение ременной передачи . Тогда

.

Разбиваем передаточное отношение редуктора по ступеням. Принимаем передаточное отношение для тихоходной цилиндрической ступени . Тогда передаточное отношение быстроходной червячной ступени

.

Определяем частоты вращения валов привода:

об/мин; об/мин;

об/мин; об/мин.

Определяем мощности на валах привода:кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

Определяем крутящие моменты на валах:

;

; ;

.

Определяем ориентировочно диаметры всех валов привода:

м или мм;

м или мм;

м или мм;

м или мм.

16.1.3 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колеса и шестерни сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. По таблице 4.4 назначаем для колес термообработку: улучшение 230…260 ,МПа,МПа, для шестерни второй ступени – улучшение 260…280,МПа,МПа. При этом обеспечивается приработка зубьев обеих ступеней.

Для червячной передачи выбираем материал венца колеса БрАЖ9-4 при МПа,МПа (таблица 16.1); червяк – сталь 40Х, закалка доHRC54 (см. таблицу 4.4), витки шлифовать и полировать.

Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому, по формуле [30, с.167]

,

где – предел контактной выносливости; определяется по таблице 4.5. Для колеса второй ступениМПа; для шестерни второй ступениМПа;

–коэффициент безопасности. Для второй ступени ;

–коэффициент долговечности.

Определяем рабочее число циклов напряжений для колеса второй ступени по формуле:,

где – суммарный срок службы, ч, называемый ресурсом передачи, или число часов работы передачи за расчетный срок службы;

–частота вращения того из колес, по материалу которого определяют допускаемые напряжения;

–число зацеплений зуба за один оборот колеса (равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым).

Таблица 16.1 – Материалы для червячных колес

Группа*	Материал	Способ отливки	Механические свойства, МПа
			в	т
I а	БрО10Н1Ф1	Ц	285	165
	БрО10Ф1	К	275	200
		З	230	140
I б	БрО5Ц5С5	К	200	90
		З	145	80
II а	БрА10Ж4Н4	Ц	700	460
		К	650	430
	БрА10ЖЗМц1,5	К	550	360
		З	450	300
	БрА9ЖЗЛ	Ц	530	245
		К	500	230
		З	425	195
	БрАЖ9-4	З	400	200
II б	ЛЦ23А6ЖЗМц2	Ц	500	330
		К	450	295
		З	400	260
III	СЧ 18 СЧ 15	З	355**	–
		З	315**	–
* Материалы разделены на группы по сопротивляемости заеданию. ** Приведены значения ви. Принятые обозначения: Ц – центробежная; К – в кокиль; З – в землю.

Для колеса второй ступени ,

где выбираем по таблице 4.3;.

Базовое число циклов определяем в зависимости от твердости зубьев колеса по рисунку 4.6,б. При твердости зубьев колеса240,. Сравниваяи, отмечаем, что для колеса второй ступени.

При переменных режимах нагрузки расчет коэффициента долговечности выполняют по эквивалентному числу циклов:

; .

Данное условие выполняется.

Аналогично рассчитываем для шестерни второй ступени.

;

.

Подставив значения, получим: .

Сравнивая и, отмечаем, что для шестерни второй ступени.

Определяем допускаемые контактные напряжения:

– для колеса второй ступени МПа;

– для шестерни второй ступени МПа.

Принимаем МПа.

Для червячной передачи для определения в приближении оцениваем скорость скольжения [30, с.211]:

м/с, где Т₂=Т_III.

Допускаемые напряжения определим по формуле [30, с.211]:

МПа.

Допускаемые напряжения изгиба

Определяем допускаемые напряжения изгиба (см. разд. 4) по формуле

,

где – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, определяется по таблице 4.5:

– для колеса второй ступени МПа;

– для шестерни второй ступени МПа;

–коэффициент безопасности. По таблице 4.5 выбираем ;

–коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. В данном случае , т. к. действует односторонняя нагрузка;

–коэффициент долговечности; определяется, как и , по формуле [30, с. 174]

, но 4, приH,

а также для зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью зубьев.

Рекомендуется принимать для всех сталей [30, с. 174].

При использовании типовых режимов нагружения находим по формуле,

где определяется по источнику [30, с.173, таблица 8.10];.

Для колеса: ;

; МПа.

Для шестерни: ;

; МПа.

Для цилиндрической передачи принимаем МПа.

Определим допускаемые напряжения для червячной передачи по формуле [30, с. 211]:

МПа;

Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке

Определяем допускаемые напряжения ипри кратковременной перегрузке по таблице 4.5.

Предельные контактные напряжения определяются по формуле

.

Для колес обеих ступеней МПа.

Для шестерни второй ступени МПа.

Предельные напряжения изгиба определяются по формуле

.

Для колес обеих ступеней МПа.

Для шестерни второй ступени МПа.