Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология
Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии


Расчет закрытой червячной передачи.



Червячные передачи имеют ряд особенностей в конструкции, обуславливающих их достоинства: возможность по­лучения большого передаточного числа в одной ступени; плав­ность и малошумность работы; повышенная кинематическая точность; возможность самоторможения. Поэтому расчет червячной передачи имеет свою специфику. Подробно он изложен в [3]. Мы рассмотрим лишь часть, необходимую для выполнения контрольной работы.

2.1. Выбираем материал червяка согласно таблице.

Определяем ожидаемую скорость скольжения:

; (2.1)

,

;

 

Выбираем материал колеса в зависимости от скорости скольжения согласно таблице приложения 13;

2.2. БРА9ЖЗЛ , .

2.2.1. Находим допускаемое контактное напряжение червячного колеса:

Для колес из безоловянной бронзы при шлифованных и поли­рованных червяках с твердостью поверхности витков ≥НВ420 [σ]Н2 = 300-25 * VS. Напряжение [σ]Н2 не должно превышать 2 ∙ σT2 .

[σ]Н2=300-25*1,3=267,5;

3.2.2. Находим допускаемое контактное напряжение на изгиб. Для нереверсивной передачи I и II группы материалов:

[σ ]F2 = (0,08σв + 0,25σтFL, (2.5)

[σ ]F2=(0,08*392+0,25*200)*1,5=122,04 МПа;

 

где КFL – коэффициент долговечности при расчёте на изгиб;

КFL = , (2.6)

КFL= ;

 

2.2.3. Определяем межосевое расстояние по формуле:

 

аw = (2.7)

аw= ;

Округляем значение а до стандартного, пользуясь теми же значениями, что и в случае расчета зубчатых передач.

аw=100мм ГОСТ 9563-60

2.2.4. Определяем число витков червяка Z1.

Z1=2

2.2.5. Предварительно число зубьев червячного колеса:

Z2 = Z1·uр . (2.8)

Z2=2*25=50

Из условия отсутствия подрезания зубьев рекомендуется Z2 ≥ 26. Оптимально

Z2 = 40…60.

2.2.6. Находим модуль зацепления:

m = (1,4…1,7)a/ Z2. (2.9)

m= ;

2.2.7. Определяем коэффициент диаметра червяка:

q ≈ (0,212…0,25)Z2 . (2.10)

q=0,25*50=16

2.2.8. Определяем коэффициент смещения инструмента:

x = (a’/m) – 0,5(q + Z2). (2.11)

x= ,

2.2.9. Фактическое передаточное число:

. (2.12)

Up= ,

Расхождение с принятым не должно превышать 3%.

2.2.10. Уточняем межосевое расстояние:

a = 0,5m(q + Z2 + 2x) (2.13)

a=0.5*3(12.5+50+2*2.05) =99.9,

2.2.11. Определяем геометрические размеры червячной передачи.

Основные размеры червяка.

Делительный диаметр:

d1 = mq. (2.14)

d1=3*16=48 мм,

Диаметр вершин витков:

da1 = d1+2m. (2.15)

da1=48+2*3=54 мм,

Диаметр впадин витков:

df1 = d1-2,4m. (2.16)

df1=48-2,4*3=40,8 мм,

Начальный диаметр:

dw1 = m(q + 2x). (2.17)

dw1=3(12,5+2*2,05)=48,9 мм,

Угол подъёма витка червяка:

γ = arctg . (2.18)

γ= arctg 2/12,5==0,16=0,16*180/3,14=9°,

Длина нарезаемой части червяка:

b1 = (10 + 5,5|x| + Z1)m. (2.19)

b1=(10+5,5+2)*3=52,5 мм,

Основные размеры червячного колеса.

Делительный диаметр:

d2 = mZ2 . (2.20)

 

d2= 3*50=150,

Диаметр вершин зубьев:

da2 = d2+2m(1+х). (2.21)

da2=150+2*3=156 мм,

Диаметр впадин зубьев:

df2 = d2 - 2m(1,2-х). (2.22)

df2=150-2*3(1,2+2,05)=140,25 мм,

Наибольший диаметр колеса:

. (2.23)

=156+ 160,5 мм

Радиусы закругления зубьев:

Ra = 0,5d1 – m. (2.24)

Rf = 0,5d1 + 1,2m. (2.25)

 

Ra=0,5*37,5-3=15,75,

Rf=0,5*37,5+1,2*3=22,35

Ширина венца:

b2 = 0,355a при Z1 = 1,

b2=0,355*100=35,5

 

Условный угол обхвата червяка венцом колеса:

sin δ = . (2.26)

sin δ= ,

 

Рис. 2.1. Геометрические параметры червячной передачи

 

2.3. Коэффициент полезного действия червячного редуктора:

, (2.27)

,

где φ – угол трения, определяемый в зависимости от фактической скорости скольжения:

; (2.28)

,

значение φ принимаем по таблице приложения 14.

 

2.4. Определяем силы в зацеплении червячной пары

Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе:

. (2.29)

= ,

 

Окружная сила на колесе и осевая на червяке:

. (2.30)

= ,

Радиальная сила:

Fr1 = Fr2 = Ft2 tg α, (2.31)

Fr1 = Fr2=3573*tg20=1300,

где α = 20˚ - угол зацепления;

2.5. Проверочный расчёт передачи на контактную прочность. Условие контактной прочности червячной передачи:

, (2.32)

σH=340 ,

 

где K – коэффициент нагрузки, принимаемый в зависимости от окружной скорости колеса: .

V2=

При V2 ≤ 3 м/с К = 1, при V2 > 3 м/с К = 1,1…1,3.

2.6. Проверка напряжений изгиба зубьев колеса.

Напряжение изгиба в зубьях червячного колеса:

, (2.33)

Zv2=Zv2/cos3γ=50/cos39.1=52

где sF – напряжение изгиба зуба колеса;

YF2 – коэффициент формы зуба, принимаемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса.

Zv2 = Z2/cos3γ. YF2=1.4

К - коэффициент нагрузки;

sF=0.7*1.4 ;

[sF]2 – допускаемое напряжение на изгиб.

 

 

Предварительный расчет валов редуктора и их конструктивная проработка.

 

Проводим расчет вала на кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба.

Материалом вала будет являться материал шестерни (червяка), принятый в п.п. 2.2 и 3.1.

3.1Ориентировочное значение диаметра выходного конца вала - шестерни (вала – червяка), мм:

(3.1)

здесь Тб, Нмм – крутящий момент на валу;

[t] – допускаемое напряжение на кручение; [t] = 10…20 Н/мм2; меньшие значения принимаем для быстроходного вала, бльшие – для тихоходного.

3.2 M=250 H,м D=140 L=165 L=80

Длина данного участка:

l1 = (1…1,5)d1. (3.2)

l1 = (1,3)d1=1.3*38=49.4≈50

Согласно типовой конструкции вала редуктора второй ступенью является диаметр вала под подшипник:

dп= d1 + 2t, (3.3)

dп= 38+2*2.5=43≈45

где t – высота заплечиков, принимаемая по таблице.

Необходимо учесть, что для того, чтобы обеспечить нормальную посадку подшипника на вал, данный диаметр нужно округлить до значения, кратного 5.

Длина участка:

l2 = 1,5dп (3.4)

l2=B=25

Третья ступень - диаметр буртика подшипника:

dб= dп+ 3,2r, (3.5)

dб=43+3.2*25=51

где r – координата фаски подшипника.

Длина третьего участка назначается конструктивно.

 

Рис. 3.1. Конструктивно проработанный быстроходный вал

3.3. Определяем диаметр под подшипник тихоходного вала:

. (3.6)

 

(мм)

Данный диаметр округляем до ближайшего большего кратного 5.

Длина участка:

l2 = 1,5dп (3.7)

l2=18 (мм)

 

Диаметр выходного конца вала:

dм= dп - 2t, (3.8)

dм=43-2*2,5=38

где t – высота заплечиков.

Длина данного участка:

l1 = (1…1,5)dм (3.9)

l1=35*1,5=52,5≈50

Диаметр буртика подшипника:

dб= dп+ 3,2r. (3.10)

dб =40+3,2*2,5=48

Длина участка определяется конструктивно.

Диаметр под колесо зубчатое:

dк= dп + 2t. (3.11)

dк=40+2*2,5=45

Длина данного участка:

l3 = (1,3…1,5)dк (3.12)

l3=45*1,5=67,5≈65

 

Диаметр буртика колеса:

dбк= dк + 3f, (3.13)

dбк=45+3*1,2=50

где f – фаска ступицы (определяется по таблице приложения 17).

Длина участка определяется конструктивно.

Рис.3.2. Конструктивно проработанный тихоходный вал

 







Читайте также:

Последнее изменение этой страницы: 2016-06-05; Просмотров: 165; Нарушение авторского права страницы


lektsia.com 2007 - 2017 год. Все права принадлежат их авторам! (0.018 с.) Главная | Обратная связь