2336

5.Уточним передаточные числа и передаточные отношения ременной

ичервячной передач. Для этого нужно выбрать число заходов червяка z1.

Согласно рекомендациям при uч 8...14, z1 4, при uч 14...30, z1 2,

u12 2,5, то тогда решая формулу (1.53) относительно u23 uч, получим

u23 Dбnэ /vu12 0,25 2880/48 2,5 18,8.

Стандартное значение передаточного отношения в силовых передачах зубчатых и червячных (ГОСТ 2144-76, 1-й ряд) соответствует ряду чисел: 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 28; 31,5; 40; 50; 63; 80. Окончательно принимаем стандартное значение передаточного отношения червячной передачи u23 20, тогда передаточное отношение ременной передачи

u12 Dбnэ /vu23 0,25 2880/48 20 2,356.

Передаточные числа передач: червячной i23 1/u23 1/20 0,05, ре-

Погрешность расчета

21

v 47,95 48 100 0,1 %. 48

Точность расчета при 0 1 % считается высокой, при 1 3% – удовлетворительной, при 5 % расчет считается неудовлетворительным.

8. Определяем крутящие моменты на валах:

М1 9,55Nэ /n1 9,55 4/2880 0,0133 13,3 Н·м,

М2 М1 u12 12 13,3 2,356 0,94 29,45 Н·м,

М3 М2 u23 23 29,45 20 0,79 465,3 Н·м,

Мб М3 м 2п 465,3 0,98 0,99 451,4 Н·м,

где М1, М2 , М3 – крутящие моменты на 1, 2 и 3-м валах соответственно,

Н·м; 12 р 2п 0,95 0,99 0,94 – КПД передачи между 1-м и 2-м валами (пара подшипников в электродвигателе учтена при расчете мощности

которая получена из закона равенства работ, совершаемых лентой и барабаном за один его оборот

бота, совершаемая крутящим моментом за 1 оборот барабана 2 . Подставляя числовые значения в формулу (1.58), получим

Ft 2 451,4 0,95/0,25 3430 Н=3,43 кН.

Погрешность расчетов

F 3,43 3 100 14,3 %. 3

22

Мы видим, что тяговая сила стала больше. Это объясняется тем, что расчетная затраченная мощность на 1-м валу при выборе электродвигателя округлилась до стандартного значения в большую сторону.

10. Ожидаемую скорость скольжения червяка по колесу найдем по формуле (1.42)

vs 4,3 10 4 n23Мз ,

где n2 1221 об/мин – частота вращения червячного, т.е. II вала (рис. 1.6); Мз 465,3 Н·м – крутящий момент на колесе. После подстановки получим

vs 4,3 10 4 1221 3465,3 4 м/с.

11. Согласно рекомендациям для u23 20 (16<20<28) принимаем чис-

ло заходов червяка z1 2, а учитывая, что z2 z2min 28, выбираем число зубьев колеса по формуле (1.6)

z2 z1 u23 2 20 40.

12. При скорости скольжения 2 vs 5 согласно рекомендациям принимаем в качестве материала зубчатого венца колеса бронзу марки БрА9ЖЗЛ, для которой допускаемое значение коэффициента контактных напряжений определяется по формуле (1.45)

Сн 0,5 0,0235vs 0,5 0,0235 4 0,406 Н/мм2.

Эта формула пригодна, если твердость витков червяка НВ>350. 13. Находим значение произведения m3q по формуле (1.47)

m3 q 3 2кн Мз ,

Сн z22

где кн 1,3 – коэффициент нагрузки; Мз 465,3 Н·м – крутящий момент на колесе (III вал). После подстановки получим

m3q 32 1,3 465,3 103 31862 12,3 мм. 0,406 402

Коэффициент диаметра червяка из условия жесткости рекомендуют выбирать по формуле (1.9)

q 0,25z2 0,25 40 10.

23

– длина нарезанной части червяка при коэффициенте смещения x 0 определяют по формуле (1.13)

b1 (10 5,5x z1)m (70 60x)m/ z2

(10 5,5 0,397 2) 6,3 (70 60 0,397) 6,3/40 74,56 мм.

Округляем до стандартного ряда Ra 40 согласно табл. 3.2, т. 3 b1 75 мм.

14.3.Геометрические параметры колеса:

–делительный диаметр формула (1.14)

do2 mz2 6,3 40 252 мм;

– диаметр начальной окружности формула (1.29)

d2 do2 2mx 252 2 6,3 0,397 257 мм;

– диаметр вершин зубьев формула (1.27)

da2 do2 2m 2mx 252 2 6,3 2 6,3 0,397 269,6 мм;

– диаметр впадин зубьев формула (1.28)

d f 2 do2 2,4m 2mx 252 2,4 6,3 2 6,3 0,397 241,9 мм;

– диаметр колеса наибольший формула (1.18)

daм2 da2 6m/(z1 2) 269,6 6 6,3/(2 2) 279 мм;

– ширина зубчатого венца формула (1.19)

b2 0,75da1 0,75 75,6 56,7 мм,

Округляем до стандартного ряда Ra 40 b2 56 мм.

14.4. Угол подъема винтовой линии червяка формула (1.5)

arctg z1 arctg 2 11,30 11018'.

q10

15.Определяем силы в червячном зацеплении:

–окружная сила на червяке формула (1.33)

Ft1 2M2 /d1;

где M2 – крутящий момент на валу червяка (вал 2-й по рис. 1.6), M2 29,45 Н·м; d1 63 мм – делительный диаметр червяка. После подстановки получим

25

Ft1 2 29,45/63 10 3 935 Н;

– осевая сила на колесе формула (1.34)

Fa2 Ft1 935 Н;

– окружная сила на колесе формула (1.36)

Ft2 2M3 /d2,

где M3 465,3 Н·м – крутящий момент на колесе; d2 – диаметр начальной окружности колеса d2 257 мм. После подстановки получим

Ft2 2 465,3/257 10 3 3625 Н;

– осевая сила на червяке формула (1.37)

Fa1 Ft2 3625 Н;

– радиальная сила на червяке и колесе формула (1.38)

Fr Ft2 tg ,

где 22,30 – угол зацепления (т. 3, формула (3.20)) корригированной червячной передачи. После подстановки получим

Fr 3625 tg22,30 1489 Н.

16. Для построения компоновочной схемы редуктора нужно определить размеры отдельных участков валов. Диаметры валов в эскизном проекте рассчитывают на кручение по заниженным допускаемым напряжениям (т. 3, формула (4.1))

26

Округляем длину шейки по табл.3.2, т. 3 lВ3 67 мм. В дальнейших расчетах округление до стандартного ряда будем выполнять через знак (приближенно).

16.3. Диаметр шейки вала под уплотнение подшипника (т. 3, формула

(4.2))

dУ3 dВ3 2t3,

где t3 5 мм – высота заплечика т. 3, табл. (4.7). После подстановки получим

dУ3 45 2 5 55 мм.

16.4. Длина шейки под уплотнение

lУ3 dУ3 55 мм.

16.5. Диаметр шейки под подшипник

dП3 dУ3; dП3 60 мм,

так как внутренние диаметры подшипников кратны 5 и оканчиваются на 0 и на 5.

Выбираем роликовый конический подшипник легкой серии № 7212, у которого внутренний диаметр dП 60 мм, наружный диаметр D 110 мм, размер Т 23,75 мм, ширина В 23 мм, размер С 19 мм.

16.6. Диаметр шейки вала под зубчатым колесом

dШ3 dП3 (2...4) 60 3 63 мм.

16.7. Диаметр ступицы колеса

dС2 dШ3 1,8 63 1,8 114 120 мм.

16.8. Длина ступицы колеса

lС2 1,5dШ3 1,5 63 94,5 95 мм.

16.9. Наружный диаметр дистанционных колец

dБ3 dШ3 2tБ ,

где tБ 7мм – толщина кольца (высота заплечика см. табл. 1.7). После подстановки получим

dБ3 63 2 7 77 80 мм.

16.10. Ширина дистанционных колец

27

lБ3 0,5(dБ3 dШ3) 0,5 (80 63) 8,5 9 мм.

17. Диаметр вала червяка, его входной шейки, при расчете на кручение оказывается малым, т.к. подшипник, выбранный в соответствии с п. 16.5, не выдерживает осевой нагрузки Fa1. Поэтому вначале выбирают ради- ально-упорный подшипник, а затем, преобразуя формулы п.16, рассчитывают ступени червячного вала. Проектный расчет подшипников червячного вала и их выбор начинают с определения нагрузки на подшипники (п.15 расчета) А и В по рис. 1.5. Окружная Ft и радиальная Fr силы действуют перпендикулярно оси червяка, поэтому их рационально сложить геометрически. Тогда полная радиальная сила на червяке

R' Ft12 Fr2 9352 14892 1758 Н.

Сила R' равномерно распределяется на два подшипника А и В, а осевая сила А1 Fa1 3625 Н приложена только к подшипнику В.

Подшипник В более нагружен и его следует рассчитывать. Радиальная нагрузка на подшипник В R1 0,5R' 879 Н. Приведенную радиальную силу Q1 на подшипник В найдем по формуле

После подстановки числовых значений (в формулу (1.60)) получим

Q1 879 2,2 3625 8854 Н=8,854 кН.

Динамическая грузоподъемность C подшипника В (см. рис. 1.5) определяется по формуле

28

кие толчки (до 25 %); кТ – коэффициент температуры подшипника, кТ 1

при t 1000 С; n 1221 об/мин – частота вращения подшипника; h – срок

чисел Ra 40 (см. т. 3, табл. 3.2)

dУ2 dП2 (2...4) 45 (2...4) 42 мм.

Применяя теперь из т. 3 формулу (4.2) и решая ее относительно диаметра входной шейки, найдем (см. табл. 1.7)

dВ2 dУ2 2t3 42 2 4,5 33 32 мм.

Делаем проверку шейки на прочность по формуле (4.1) из т. 3.

29

d2

daм2

l3

а

A

dc2

dш3

dБ3

Б3 l dП3

dУ3 dВ3

Рис. 1.7

30