Курсовая работа по Деталям машин ДМ. Червячный редуктор. / Записка

неподрезания и незаострения зубьев колеса

1 x 1

.

Определим геометрические размеры червяка

Делительный диаметр

d1

= m q = 64 мм

Начальный диаметр

dw1 = m q = 64 мм

Диаметр вершин

da1 = m (q + 2) = 72 мм

Диаметр впадин

df1 = m (q - 2,4) = 54,4 мм

Длина нарезанной части червяка

b1

≥ (11 + 0,1 z2) m +25

b1

≥ 94,2

Значение округлим до нормального линейного размера по ГОСТ 6636-69

b1 = 95 мм

Определим геометрические размеры червячного колеса

Делительный диаметр

d2 = m z2 = 252 мм

Начальный диаметр

dw2 = m (z2 + 2x) = 256 мм

Диаметр вершин

da2 = m (z2 + 2 + 2x) = 264 мм

Диаметр впадин

df2 = m (z2 - 2,4 + 2x) = 246 мм

Наибольший диаметр

dам2 ≤ da2 + 2m

dам2 ≤ 272

Значение округлим до нормального линейного размера по ГОСТ 6636-69

dам2 = 270 мм

Ширина венца

b2 ≤ 0,75 da1

b2 ≤ 54

Значение округлим до нормального линейного размера по ГОСТ 6636-69

b2 = 50 мм

Определим делительный угол подъёма линии витка по формуле (22)

= (

1

)

(22)

γ = arctg (

1

) = 3°34'

16

Определим начальный угол подъёма линии витка по формуле (23)

=

(

1

)

(23)

+ 2

γw = arctg (

1

) = 3°21'

16+2∙0,5

Уточним предварительно принятую скорость скольжения по формуле (24)

=

∙ 1 ∙ 1

,

(24)

60 ∙ 103 ∙ cos

Лист

Изм. Лист

№документа

Подпись Дата

11

где n1 – частота вращения червяка, мин-1.

π ∙64 ∙900

м⁄

vs=

=3,02

60 ∙ 103 ∙

cos(3°21')

с

Определим КПД червячной передачи по формуле (25)

ηч =

,

(25)

(

+ ′)

где ρ’ - приведённый угол трения между стальным червяком и колесом из оловянной

бронзы (ρ’ = 1,5°).

ηч

tg (3°21')

=

= 0,69

tg (3°21' + 1,5°)

Пересчитаем КПД всего привода по формуле (4)

ηобщ=0,69 ∙2 ∙0,98 ∙2 ∙0,99=0,65

Уточним значения вращающих моментов на валах по формулам (9) и (10)

354,37

T1

=

= 8,64 Н∙м

63∙0,753∙1

T2 = 8,64 ∙63 ∙ 0,69 = 376,48 Н∙м

Результаты расчета запишем в таблицу 2.

Таблица 2

Номер вала

Частота вращения n, мин-1

Вращающий момент Т, Н м

1

900

8,64

2

14,28

376,48

Определим окружную скорость червячного колеса по формуле (26)

2 =

∙ 2 ∙ 2

,

(26)

60 ∙ 1000

где d2 – делительный диаметр червячного колеса, мм;

n2 – частота вращения вала червячного колеса, мин-1

π∙252∙14,28

v2

=

= 0,19 м⁄с

60∙1000

Изм. Лист №документа Подпись Дата

12

Уточним допускаемые контактные напряжения по формуле (12) в соответствии с

фактической скоростью скольжения

σHP = 300 – 25 ∙ 3,02= 224,47 МПа

В передаче червяк находится в верхнем положении, поэтому значение σHP

следует

уменьшить на 15%. σHP = 190,80 МПа

Определим коэффициент концентрации нагрузки по формуле (27)

3

= 1 + (

2

)

∙ (1 −

) ,

(27)

где kf = 225 - коэффициент деформации червяка;

kp = 0,69 - коэффициент режима работы, определили по рисунку 1.

3

KHβ

= 1 + (

63

) ∙(1-0,69) = 1,0068

225

36000

32000

28000

24000

20000

16000

12000

8000

4000

0

1

0,75

0,5

0,4

0,315

Рисунок 1 - График для определения значения kp

Уточним коэффициент нагрузки по формуле (28)

=

∙ ,

(28)

Изм. Лист №документа Подпись Дата

13

σH - рабочие контактные напряжения, МПа

σHmax = 159,98 √1,4 = 189,29 МПа

Определим допускаемое предельное контактное напряжение по формуле (33)

= 2

(33)

Т

σHPmax = 2 ∙230 = 460 МПа

189,29 ≤ 460

подводимых к передаче, по формуле (34)

=

≤

,

(34)

где THmax/TH - кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе;

σF - рабочие напряжения изгиба, МПа

σFmax = 14,86 ∙ 1,4 = 20,80 МПа

Определим допускаемое предельное напряжение изгиба по формуле (35)

= 0,8

(35)

Т

окружную, радиальную и осевую силы.

Определим окружную силу на червяке и осевую силу на колесе по формуле (36)

= |

| =

2000 1

,

(36)

1

2

1

где T1

- вращающий момент на червяке, Н м;

d1

- делительный диаметр червяка, мм.

Изм. Лист №документа Подпись Дата

15

Ft1

= |Fa2| =

2000 ∙ 8,64

= 270,29 Н

64

Определим окружную силу на червячном колесе и осевую силу на червяке по формуле (37)

= |

| =

2000 2

,

(37)

2

1

2

где T2 - вращающий момент на червячном колесе, Н м;

d2 - делительный диаметр червячного колеса, мм.

Ft2

= |Fa1| =

2000 ∙ 376,48

= 2987,92 Н

252

Определим радиальные силы на червяке и червячном колесе по формуле (38)

= |

|

=

∙ tan ,

(38)

1

2

2

где = 20° - угол профиля витка червяка в осевом сечении

Fr1 = |Fr2| = 2987,92 ∙ tan 20 =1087,50 Н

2.9. Тепловой расчет и охлаждение червячных передач

Определим площадь поверхности охлаждения корпуса по формуле (39)

= 2 ∙ ( + ) + ∙ ,

(39)

где H = 2aw+0,4dam2 = 0,428 м - высота корпуса;

L = 1,3dam2 = 0,351 м - длина корпуса;

В = 2df1 = 0,144 м - ширина корпуса.

A = 2 ∙ 0,428 ∙(0,315 + 0,144) + 0,315 ∙ 0,144 = 0,47

м2

Определим температуру нагрева масла по формуле (40)

м =

1000 ∙ 1

(1 − ƞ)

+ 0 ,

(40)

∙ (1

− )

где P1 - мощность на червяке, кВт;

η - КПД передачи;

KT = 12…16 - коэффициент

теплопоредачи с поверхности корпуса при

хорошей

циркуляции воздуха, Вт/(м °С);

А - площадь поверхности охладения корпуса, м2

ψ ≈ 0 - коэффициент, учитывающий теплоотвод через основание при установке

корпуса на бетонное основание;

t0 = 20° - температура окружающей среды

Лист

Изм. Лист

№документа Подпись

Дата

16

Изм. Лист №документа Подпись Дата

17

3.

ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.

3.1.

Предварительный расчет тихоходного вала.

Назначаем материал вала – Сталь 45

Механические характеристики материала: σВ = 560 МПа, σТ =

280

МПа,

Т

=

150

МПа,

σ-1 = 250 МПа, -1 = 150 МПа, Ψσ = 0, Ψ = 0,05, [ к] = 28 МПа.

Определим предварительный диаметр выходного конца вала по формуле (41)

3

Т

(41)

≥ 10√(0,2[ к]) ,

где Т - крутящий момент, действующий на вал, Н м;

[ к] – допускаемое напряжение на кручение, МПа

dвал2

= 40,66 мм ≈ 40 мм

= 10√ 376,48

3

(0,2∙28)

Примем длину выходного участка вала l ≈ (3,0…3,5) dвал = 120 мм

Диаметр вала под подшипник dп ≈ dвал +10 = 50 мм

3.2. Предварительный расчет быстроходного вала.

Входной вал выполнен заодно с червяком, материал – Сталь 40Х.

Механические характеристики материала: σв = 980 МПа, σт =

780

МПа,

Т

=

450

МПа,

σ-1 = 410 МПа, -1 =

240 МПа, ψσ = 0,1, ψ = 0,1

[ к] = 40 МПа.

Определим предварительный диаметр входного конца вала по формуле (41)

dвал1

= 10,26 мм ≈ 16 мм

= 10√ 8,64

3

(0,2∙40)

Изм. Лист №документа Подпись Дата

18

Таблица 3

Параметр

Обозначение

Значение, мм

№7210

№7306

Внутренний диаметр подшипника

d

50

30

Наружный диаметр подшипника

D

90

72

Высота подшипника

T

21,75

20,75

Ширина наружного кольца подшипника

В

17

17

Ширина внутреннего кольца подшипника

c

21

19

Радиус монтажной фаски подшипника

r

2,0

2,0

Смещение радиальной реакции подшипника

a

14,8

9,0

= 2,3 ∙ ,

(42)

б

где Ft – окружная сила, Н

Fб = 2,3 ∙2987,92 = 6872,22 Н

Радиальную силу на валу от упругой муфты определим по формуле (43)

м = С

∙ ∆ ,

(43)

где Сp = 610Тн1/3- радиальная жесткость упругой муфты при радиальном смещении

- радиальное смещение валов

Лист

Изм. Лист

№документа Подпись Дата

19

Изм. Лист №документа Подпись Дата

20