Материалы сайта
Это интересно
Привод ленточного конвейера. Червячный редуктор
2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ 2.1. Исходные данные для расчета: а) вращающий момент на валу червячного колеса T2=284.461 Нм; б) передаточное число U=40.724; в) скорость вращения червяка n1=700 об/мин; г) вращающий момент на валу червячного колеса при кратковременной перегрузке Т2пик = 1.3(Т = 1.3(284.461 = 369.8 (Н(м) д) циклограмма нагружения (рис.2.1.) Рис.2.1. 2.2. По известному значению передаточного числа определяем число витков (заходов) червяка и число зубьев колеса: [pic][pic][pic][pic] Принимаем Z2=40, следовательно, Uф=Z2/Z1=40/1=40 [pic][pic][pic][pic] 2.3. Выбор материала. Ожидаемая скорость скольжения: По таблице 26 из [2] с учетом V`s выбираем материал венца червячного колеса: БрА9ЖЗЛ 2.4. Расчет допускаемых напряжений. Для колес из бронзы, имеющей предел прочности (В>300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения. В нашем случае (по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учета количества циклов нагружения принимаем [(H]2=173 МПа. Определим вращающие моменты на валах: Т21 = 1.3(ТН = 1.3(284.461 = 369.8 (Н(м); Т22 = ТН = 284.461 (Н(м); Т23 = 0.3(ТН = 0.3(284.461 = 85.338 (Н(м); Определим срок службы передачи (в часах): [pic][pic][pic][pic] где lлет - количество лет безотказной работы передачи; kгод – годовой коэффициент, равный 0.6; kсут – суточный коэффициент, равный 0.3 Определим время действия вращающих моментов: [pic][pic][pic][pic] [pic][pic][pic][pic] [pic][pic][pic][pic] 2.5. Предварительное значение коэффициента диаметра. [pic][pic][pic][pic] 2.6. Ориентировочное значение межосевого расстояния. [pic][pic] где K( - коэффициент неравномерности нагрузки; KV – коэффициент динамической нагрузки. В предварительных расчетах принимают произведение K(KV=1.1…1.4 , мы примем это произведение равным 1.2 T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, Нм. 2.7. Предварительное значение модуля, мм. Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется по рекомендации ГОСТ 2144-76 (таблица 28 [2]) с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента. Принимаем m = 5.0 и q=10 2.8. Уточняем межосевое расстояние. Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда: …100;125;160… Принимаем aw = 125мм. 2.9. Коэффициент смещения. 2.10. Проверочный расчет по контактным напряжениям. 2.10.1. Угол подъема витка червяка. [pic][pic][pic][pic] 2.10.2. Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления, м/с. [pic][pic] где d1 = m(q = 5.0(10 = 50 (мм) 2.10.3. По скорости скольжения VS выбираем (по таблице 29 [2]) степень точности передачи (8 степень) и определяем коэффициент динамической нагрузки KV=1.25 4. Коэффициент неравномерности нагрузки. [pic][pic] где ( - коэффициент деформации червяка, определяемый по таблице 30 [2] в зависимости от q и Z1, равный 108 Ti и ti – вращающий момент и время его действия на i-той ступени по гистограмме нагружения; Т2ср – среднее значение вращающего момента на валу червячного колеса; Т2max– максимальный из числа длительно действующих вращающих моментов. Т2max = 284.461 (Н(м) Тогда коэффициент неравномерности нагрузки равен: 2.10.5. Расчетные контактные напряжения. [pic][pic] 2.11. Проверочный расчет по напряжениям изгиба. 1. Эквивалентное число зубьев колеса. [pic][pic][pic][pic] 2. Коэффициент формы зуба колеса выбираем по таблице 31 [2] : [pic][pic] 3. Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса. [pic][pic] [(F]2=0.25(T+0.08(B – допускаемые напряжения для всех марок бронз, значения (T и (B приведены в таблице 26 [2] [(F]2=0.25(245+0.08(530=103.65 (МПа) Условие прочности выполняется, так как (F2<[(F]2, следовательно, m и q были нами выбраны верно. 2.12. Проверочные расчеты по пиковым нагрузкам. 2.12.1. Проведем проверку по пиковым контактным напряжениям во избежание деформации и заедания поверхностей зубьев. Условие прочности имеет вид: [pic][pic] где [(H]max=2((T – предел прочности для безоловянистых бронз, [(H]max=2(245=490(МПа) (H2max<[(H]max, следовательно, условие прочности по пиковым контактным напряжениям выполняется. 2.12.2. Пиковые напряжения изгиба. Условие прочности по пиковым напряжениям изгиба: [pic][pic] [(F2]max = 0.8((T = 0.8(245 = 196 (МПа) (F2max<[(F2]max, следовательно, условие прочности по пиковым напряжениям изгиба выполняется. 2.13. Геометрический расчет передачи. Основные геометрические размеры червяка и червячного колеса определяем по формулам, приведенным в таблице 32 [2]. Диаметры делительных окружностей для червяка: d1 = m(q = 5(10 = 50 (мм) для колеса: d2 = m(Z2 = 5(40 = 200 (мм) Диаметры вершин для червяка: da1 = d1 + 2(m = 50 + 2(5 = 60 (мм) для колеса: da2 = d2 + 2(m(1 + x) = 200 + 2(5(1 + 0) = 210 (мм) Высота головки витков червяка: ha1 = m = 5 (мм) Высота ножки витков червяка: hf1 = 1.2(m = 1.2(5 = 6 (мм) Диаметр впадин для червяка: df1 = d1 – 2hf1 = 50 - 2(6 = 38 (мм) для колеса: df2 = d2 - 2(m((1.2 + x) = 200 - 2(5((1.2 + 0) = 188 (мм) Длина нарезанной части червяка (формула из таблицы 33 [2]): b1 = (11 + 0.06(Z2)(m = (11 + 0.06(40)(5 = 67 (мм) Наибольший диаметр червячного колеса: [pic] Ширина венца червячного колеса: [pic] [pic] b2 ( 45 мм Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса: R = 0.5(d1 – m = 0.5(50 – 5 = 20 (мм) Межосевое расстояние (проверка): aw = 0.5(m((q + Z2 + 2(x) = 0.5(5((10 + 40 + 2(0) = 125 (мм) 2.14. Данные для контроля взаимного положения разноименных профилей червяка (в дальнейшем указываются на рабочих чертежах) Делительная толщина по хорде витка: Высота до хорды витка: [pic][pic] 2.15. Силы в зацеплении червячной передачи. 2.15.1. Окружная сила червячного колеса (Ft2) и осевая сила червяка (Fa1). 2. Окружная сила червяка (Ft1) и осевая сила червячного колеса (Fa2). Ft1 = Fa2 = Ft2(tg(( + () = 2844.61(tg(5.7106 + 2.2) = 395.259 (H) здесь ( - это угол трения, который может быть определен в зависимости от скорости скольжения Vs по таблице 34 [2]. Для нашего случая (=2.2( 3. Радиальная сила червяка (Fr1) и червячного колеса (Fr2). Fr1 = Fr2 = 0.37(Ft2 = 0.37(2844.61 = 1052.506 (H) 2.16. Тепловой расчет червячной передачи. 2.16.1. Приближенное значение К.П.Д. червячной передачи. 0.95 в данном случае – это множитель, учитывающий потери энергии на перемешивание масла при смазывании окунанием. 2. Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха. [pic][pic] [tм] – максимально допустимая температура нагрева масла (обычно 75…90(C); P1=1.293кВт – подводимая мощность (мощность на валу червяка); КТ=8…17.5 Вт/(м2(С) – коэффициент теплопередачи корпуса (большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха) Примем КТ=14 Вт/(м2(С); t0 – температура окружающего воздуха, 20(С; A – площадь свободной поверхности охлаждения корпуса, включая 70% площади поверхности ребер и бобышек, м2 а – межосевое расстояние червячной передачи, м; ( - коэффициент,учитывающий теплоотвод в раму или плиту ((=0.2) tм < [tм] , следовательно, редуктор специально охлаждать не надо. 2.17. Расчет червяка на жесткость. Расстояние между серединами опор вала червяка при приближенном расчете можно принимать равным: L = 0.95(d2 = 0.95(200 = 190 (мм) Правильность зацепления червячной пары может быть обеспечена лишь при достаточной жесткости червяка. Средняя допускаемая стрела прогиба [f] червяка может быть принята: Стрела прогиба червяка, вал которого опирается на два радиально-упорных подшипника определяется по формуле: [pic][pic] Здесь [pic][pic] L – расстояние между серединами опор; Jпр – приведенный момент инерции сечения червяка, определяемый по эмпирической формуле: Найдем реальную стрелу прогиба: f < [f], следовательно, условие жесткости выполняется. ----------------------- [pic] = max, [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic]
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26