Смекни!
smekni.com

Червячная передача 2 (стр. 2 из 5)

Тогда:

NF = 60 x 27,9 x 40880 = 68433120

В итоге получаем:

КFL = = 0,625

Допустимое напряжение изгиба:

[-1F] = 81 x 0,625 = 50,625 МПа.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=20, и коэффициент нагрузки K=1,2.

Вращающий момент на колесе:

T(кол.) = T(черв.)x U x передачиx подш. = 10951,507 x 25 x 0,92 x 0,99 = 249338,467 Нxмм.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности [см. формулу(4.9[1])]:

a = =

= 142,909 мм.

Округлим: a = 143 мм.

Модуль:

m = = = 4,086 мм.

Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.1 и 4.2) стандартные значения m=4 мм и q=20, а также z1=2 и z2=50.

Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z2:

a = = = 140 мм.

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка:

d1 = q x m = 20 x 4 = 80 мм;

диаметр вершин витков червяка:

da1 = d1 + 2 x m = 80 + 2 x 4 = 88 мм;

диаметр впадин витков червяка:

df1 = d1 - 2.4 x m = 80 - 2.4 x 4 = 70,4 мм.

длина нарезанной части шлифованного червяка (см. формулу 4.7[1]):

b1 >= (11 + 0.06 x z2) x m + 25 = (11 + 0.06 x 50) x 4 + 25 = 81 мм;

принимаем b1 = 82 мм.

делительный угол  по табл. 4.3[1]: при z1=2 и q=20 угол =5,717o.

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса:

d2 = z2x m = 50 x 4 = 200 мм;

диаметр вершин зубьев червячного колеса:

da2 = d2 + 2 x m = 200 + 2 x 4 = 208 мм;

диаметр впадин червячного колеса:

df2 = d2 - 2.4 x m = 200 - 2.4 x 4 = 190,4 мм;

наибольший диаметр червячного колеса:

daM2  da2 + = = 214 мм;

принимаем: daM2 = 214 мм.

ширина венца червячного колеса (см. формулу 4.12[1]):

b2  0.75 x da1 = 0.75 x 88 = 66 мм.

принимаем: b2 = 66 мм.

Окружная скорость червяка:

V = = = 2,922 м/c.

Скорость скольжения:

Vs = = = 2,937 м/c.

Уточняем КПД редуктора (cм. формулу 4.14[1]).

По табл. 4.4[1] при скорости Vs=2,937 м/c при шлифованном червяке приведённый угол трения ' = 1,75o. КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:

 = (0.95 ... 0.96) x = 0.95 x = 72,563%.

По табл. 4.7[1] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv=1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (cм. формулу 4.26[1]):

K = 1 + x (1 - ).

В этой формуле: коэффициент деформации червяка =197 - по табл. 4.6[1]. При постоянной нагрузке вспомогательный коэффициент =1 (см. c.65[1]). Тогда:

K = 1 + x (1 - 1) = 1.

Коэффициент нагрузки:

K = Kx Kv = 1 x 1 = 1.

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверяем контактное напряжение (см. формулу 4.23[1]):

H = =

= 134,219 МПа;

H = 134,219 МПа  [h] = 142,563 МПа.

3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверяем прочность зуба на изгиб.

Эквивалентное число зубьев:

Zv = = = 50,753.

Коэффициент формы зуба по табл. 4.5[1] Yf=2,186.

Напряжение изгиба:

F = = =

12,388 МПа  [-1F] = 50,625 МПа.

Условие прочности выполнено.

Силы действующие на червяк и червячное колесо:

окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке:

Ft2 = Fa1 = = = 2493,385 H;

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

Ft1 = Fa2 = = = 273,788 H;

радиальные силы на колесе и червяке:

Fr1 = Fr2 = Ft2x tg(20o) = 2493,385 x tg(20o) = 907,518 H.

Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи Марка материала Способ отливки в  []H []F
H/мм2
Червяк сталь 45 с закалкой менее HRC 45 и последующим шлифованием - 570 290 - -
Колесо БрА10Ж4Н4Л отливка в кокиль 590 275 181,378 81

Параметры червячной передачи, мм

Проектный расчёт
Параметр Значение Параметр Значение
Межосевое расстояние aw 140 Ширина зубчатого венца колеса b2 66
Модуль зацепления m 4 Длина нарезаемой части
червяка b1
57
Коэффициент диаметра червяка q 20 Диаметры червяка
делительный d1начальный dw1вершин витков da1впадин витков df1 808088190,4
Делительный угол витков
червяка , град.
5,717
Угол обхвата червяка 2, град. 50,125 Диаметры колеса:
делительный d2 = dw2вершин зубьев da2впадин зубьев df2наибольший daM2 200208190,4214
Число витков червяка z1 2
Число зубьев колеса z2 50
Проверочный расчёт
Параметр Допускаемые значения Расчётные значения Примечание
Коэффициент полезного действия - 72,563
Контактные напряжения H, H/мм2 181,378 134
Напряжения изгиба F, H/мм2 81 12

4 Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 25 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

dв 

4.1 Ведущий вал.

dв  = 13,067 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 20 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.

Под 3-й элемент (червяк) выбираем диаметр вала: 40 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.

4.2 Выходной вал.

dв  = 37,034 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45 мм.

Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 50 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 40 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

Диаметры валов, мм

Валы Расчетный диаметр Диаметры валов по сечениям
1-е сечение 2-е сечение 3-е сечение 4-е сечение
Ведущий вал. 13,067 Под свободным (присоединительным) концом вала: 20 Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 30 Под 3-м элементом (червяком) диаметр вала: 40 Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала: 30
Выходной вал. 37,034 Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала: 45 Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала: 50 Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала: 45 Под свободным (присоединительным) концом вала: 40

Длины участков валов, мм

Валы Длины участков валов между
1-м и 2-м сечениями 2-м и 3-м сечениями 3-м и 4-м сечениями
Ведущий вал. 120 130 130
Выходной вал. 75 75 130

5 Конструктивные размеры шестерен и колёс

5.1 Червячное колесо 1-й передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 50 = 75 мм.

Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,7) x dвала = 1,2 x 50 = 60 мм = 66 мм.Толщина обода: о = 2 x mn = 2 x 4 = 8 мм

где mn = 4 мм - модуль зацепления.

Толщина диска: С = 0,25 x b2 = 0,25 x 66 = 16,5 мм = 16 мм.

где b2 = 66 мм - ширина зубчатого венца червячного колеса.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = df2 - 4 x o = 190,4 - 4 x 8 = 158,4 мм = 158 мм.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (158 + 75) = 116,5 мм = 116 мм

где Doбода = 158 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. =

50,75 мм = 13 мм.

Параметры для стопорных винтов: Dвинт = (1,2...1,4) x m = 1,3 x 4 = 5,2 мм.

Подбираем стандартный болт M6.

6 Выбор муфт

6.1 Выбор муфты на входном валу привода

В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов:

d(эл. двиг.) = 24 мм;

d(1-го вала) = 20 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту:

T = 10,952 Нxм

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kрx T = 1,5 x 10,952 = 16,427 Нxм

здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].

Частота вращения муфты:

n = 697,5 об./мин.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 63-24-I.1-20-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).

Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.

см. = 0,782 МПа  [см] = 1,8МПа, здесь zc=4 - число пальцев; Do=70 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=10 мм - диаметр пальца; lвт=15 мм - длина упругого элемента.

Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45:

и =

13,494 МПа  [и] = 80МПа,

здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.

Условие прочности выполняется.

6.2 Выбор муфты на выходном валу привода

Для аварийного одноразового выключения привода при непредусмотренном резком повышении нагрузки применяют муфты с разрушающимися элементами; включение привода возможно лишь после замены разрушенного элемента, что затрудняет эксплуатацию. В нашем случае аварийные ситуации маловероятны, поэтому вполне допустима установка предохранительной муфты со срезным штифтом. Выбор предохранительной муфты со срезным штифтом производится в зависимости от диаметров соединяемых валов и расчётного передаваемого крутящего момента. Диаметры соединяемых валов:

d(выход. вала) = 40 мм;

d(вала потребит.) = 40 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту:

T = 249,338 Нxм

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kрx T = 1,5 x 249,338 = 374,008 Нxм

здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].