Пример расчета привода с плоскоременной передачей и червячно-цилиндрическим редуктором. Исходные данные для проектирования

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

19.2.1 Исходные данные для проектирования

Рассчитать привод по схеме, показанной на рисунке 19.2.1.

Исходные данные:

Мощность на выходном (рабочем) валу  кВт;

Частота вращения выходного вала  об/мин;

Срок службы  тыс. часов.

Плоскоременная передача расположена в горизонтальной плоскости, работает с постоянной нагрузкой в запыленном помещении.

Рисунок 19.2.1 – Кинематическая схема привода: 1 – электродвигатель,

2 – плоскоременная передача, 3 – червячно-цилиндрический редуктор,

4 – муфта

19.2.2 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 4.1, принимаем:

 – КПД плоскоременной передачи ();

 – 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 таблице 6.1 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 (формула 4.15).

 м     или  мм;

 м     или  мм;

 м     или  мм;

 м     или  мм.

19.2.3 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 Б.2 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 колеса БрАЖ9-4 при  МПа,  МПа; червяк – сталь 40Х, закалка до HRC 54, 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 Б.3. Для колеса второй ступени  МПа; для шестерни второй ступени  МПа;

 – 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).

Для колеса второй ступени

, где  выбираем по таблице 4.3 [30, с.173], .

Базовое число циклов  определяем по рисунку 4.7 [30, с.169] в зависимости от твердости зубьев колеса. При твердости зубьев колеса  240, .

Сравнивая  и , 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, 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.

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

 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле (4.18) [30, с. 173]:

, где  – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, определяется по таблице Б.3:

– для колеса второй ступени

 МПа;

– для шестерни второй ступени

 МПа;

 – коэффициент безопасности. По таблице Б.3 выбираем ;

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

 – коэффициент долговечности. Определяется по формуле (8.68) [30, с. 174]

, но4, при H, 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: