Курсовая работа: Расчет червячной передачи

где Кv – скоростной коэффициент, принимают в зависимости от окружной скорости червячного колеса:

, м/с

при v2<3 м/с Кv=1 независимо от степени точности передачи,

Кb – коэффициент концентрации нагрузки:

где q – коэффициент деформации червяка (см. табл. 7.7), в зависимости от q и Z1, равный q=108; Х – коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка,

2.9 Проверочный расчёт на контактную выносливость

2.9.1 Уточнение допускаемых контактных напряжений

Окружная скорость на начальном диаметре червяка:

тогда уточнённая скорость скольжения в зацеплении:

С учётом полученного значения vск уточняют значение допускаемого напряжения [s]н.

2.9.2 Проверка передачи по контактным напряжениям

=193,7 МПа

Условие выполняется.

2.10 Определение геометрических размеров червячной передачи

Червяк

Делительный диаметр:

Начальный диаметр:

Диаметр вершин витков:

Диаметр впадин витков:

где

h*f=1+0,2сos g=1+0,2cos11,3=1,196.

Длина нарезанной части червяка

Значения в01 принимаем 56 мм для z1=4 и x=0.

Червячное колесо

Диаметр делительной (начальной) окружности:

Диаметр вершин зубьев:

Наибольший диаметр:

Диаметр впадин:

Ширина венца: при z1=4.

Принимаем =45 мм.

2.11 Силы, действующие в зацеплении червячной передачи

Определяем силы, действующие в зацеплении:

Fr2 = Fa1 = 2T2/d2,

Fr2 = Fr1 = Fr2tgα,

Fa2 = Fn = 2T1/dw1.

Fа – осевая сила, Ft – окружная сила, Fr – радиальная сила, Т1 – вращающий момент на червяке, Т2 – вращающий момент на червячном колесе.

Окружная сила на червяке (Ft1), численно равная осевой силе на червячном колесе (Fa2):

(№3 с. 182)

Осевая сила на червяке(Fa1), численно равная окружной силе на червячном колесе(Ft2):

(№3 с182)

Радиальная сила(Fr), раздвигающая червяк и червячное колесо:

[№3 182], где a – угол профиля витка червяка в осевом сечении: [№3 с. 178]

3. Расчет цепной передачи

1. Выбор типа цепи. Учитывая небольшую передаваемую мощность P3 при средней угловой скорости малой звездочки, принимаем для передачи однорядную роликовую цепь.

2. Число зубьев малой звездочки [формула (21.2)]

Согласно рекомендациям (см. § 21.3) принимаем Z1=13.

3. Число зубьев большой звездочки

Условие z2<z2max = 120 соблюдается (см. § 21.3).

4. Шаг цепи.

а) Вращающий момент на малой звездочке

T1=342,647 кНм.

б) По табл. 21.4 интерполированием находим [рц]=27,3 Н/мм2, ори-
ентируясь на меньшее табличное значение для заданной w2 = 24,4 рад/с.

в) Коэффициен эксплуатации Кэ

где Кд – коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки: при спокойной нагрузке Кд = 1;

Ка – коэффициент, учитывающий межосевое расстояние:

при Ка = 1;

Кн – коэффициент, учитывающий наклон линии центров звездочек к горизонтали: при наклоне до 600 Кн = 1;

Крег – коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи: при регулировании положения оси одной из звёздочки Крег = 1;

Ксм – коэффициент, учитывающий характер смазки: при периодической смазке Ксм = 1,5;

Креж – коэффициент, зависящий от продолжительности работы в сутки: при односменной работе Креж = 1;

Кэ =1,5 < 3 условие соблюдается

д) Тогда шаг цепи [формула (21.16)]

при числе рядов m = 1;

;

мм;

где при m = 1, mр = 1;

По табл. 21.1 принимаем цепь с шагом р = 25,4 мм, для которой разрушающая нагрузка do=7,95 H, В=22,61 мм, q=2,57 кг/м.

Для выбранной цепи по табл. 21.3 wlmax = 73 рад/с, следовательно, условие

wl< wlmax

соблюдается.

Для принятого шага цепи р = 25,4 мм по табл. 21.4 интерполированием уточняем [рц]=28,7 Н/мм2.

5. Скорость цепи [формула (21.4)]

6. Окружная сила, передаваемая цепью,

7. Расчетное давление в шарнирах принятой цепи [формула (21.14)]

Износостойкость цепи обеспечивается.

8. Длина цепи.

Ориентировочное межосевое расстояние [формула (21.6)]

а = 40 р = 40.25,4 мм = 1016 мм.

Тогда длина цепи в шагах [формула (21.7)]

Принимаем Lt=121 шагов.

9. Делительный диаметр окружностей звёздочек

10. Предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви при

11. Сила, действующая на валы звездочек, при Кв = 1,05

4. Проектный расчёт валов

4.1 Предварительный расчет валов

а) Тихоходный вал.

Для компенсации напряжений изгиба и других неучтенных факторов принимаем для расчета значительно пониженные значения допустимых напряжений кручения. т.о. диаметр вала определится из условия прочности:

, где Т – крутящий момент на валу,

- допускаемое напряжение на кручение.

Принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда

(МПа)

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения

– диаметр вала в месте посадки подшипника,

– диаметр вала в месте посадки шестерни,

– диаметр вала в месте

Определим длину ступицы:

[№4 с. 53]

(мм),

принимаем (мм)

Определим длину выходного конца тихоходного вала:

(мм),

Предварительно принимаем длину выходного конца тихоходного вала

(мм),

расстояние между точками приложения реакции подшипников тихоходного вала

(мм).

б) Определим размеры быстроходного вала (червяка).

, где Т – крутящий момент на валу,

- допускаемое напряжение на кручение.

Для увеличения прочности вала примем, что червяк изготовлен как одно целое валом.

Принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда

(МПа)

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения

– диаметр вала в месте посадки подшипника,

– диаметр вала в месте посадки муфты.

Длина нарезанной части червяка

Определим длину выходного конца быстроходного вала:

(мм),

Предварительно принимаем длину выходного конца тихоходного вала

(мм),

Расстояние между точками приложения реакции подшипников тихоходного вала (мм).

Назначаем 8-ю степень точности

4.2 Проверочный расчет на выносливость быстроходного вала редуктора

Исходные данные:

а = 0,12 м, в = 0,12 м, с = 0,06 м.

Схема нагружения вала:

Знак «–» показывает, что реакция направлена в противоположную сторону.

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

Знак «–» показывает, что реакция направлена в противоположную сторону.

Проверка:

Проверка выполнена успешно.

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Эпюра суммарных изгибающих моментов:

Эпюра крутящих моментов:

Опасным сечением вала является: 1, в котором действует максимальный крутящий и изгибающий моменты.

4.3 Проверочный расчет на выносливость тихоходного вала редуктора

Исходные данные:

а = 0,065 м, в = 0,065 м, с = 0,06 м.

Схема нагружения вала:

Знак «–» показывает, что реакция направлена в противоположную сторону.

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

Знак «–» показывает, что реакция направлена в противоположную сторону.

Проверка: проверка выполнена успешно.

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Эпюра суммарных изгибающих моментов:

Эпюра крутящих моментов:

Опасным сечением вала является: 1, в котором действует максимальный крутящий и изгибающий моменты, к тому же сечение ослаблено шпоночной канавкой, которая в тоже время является концентратором напряжений.

5. Выбор муфты

Между электродвигателем и редуктором выбираем упругую муфту по данным:

- вращающий момент на валу двигателя Т=36,92 Н×м;

- диаметр консольного участка вала d = 40 мм.

Для данных параметров наиболеее подходящая муфта упругая с крестообразной звёздочкой. Размеры этой муфты возьмем по таблице 13.3.3 из [4] (ГОСТ 20884–93), учитовая крутящий момент на валу и диаметр вала:

d = 40 мм; D = 135 мм; L = 143 мм; h = 25 мм.

6. Эскизная компоновка и предварительные размеры

После определения размеров основных деталей выполним эскизную компоновку редуктора. Червяк и червячное колесо располагаем симметрично относительно опор и определяем соответствующие длины.

;;;;;;