Проект привода одноступенчатого червячного редуктора
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
?чняем КПД редуктора: по таблицам определяем значение коэффициента трения f/ и приведенного угла трения р/: при Vs = 10 м/с: f/ = 0,016…0,024; р/ = 0055/ - 1022/.
Выбираем меньшее значение f/ = 0.016 и р/ = 10, так как червяк шлифованный.
КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потери на разбрызгивание и перемешивание масла:
? = (0,95…0,96)tg ?/ tg(? + р/) = 0,95*0,20/0,2182 = 0,8708
выбираем 7 класс точности.
Коэффициент динамической нагрузки: КV = 1,2.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:
К? = 1 + (z2/?)3 (1 - х),
где ? - коэффициент деформации, определяемый по таблицам ( при q = 10 ? = 86)
х - вспомогательный коэффициент , при незначительных нагрузках х = 0,6 :
К? = 1 + (24/86)3 (1 - 0,6) = 1,0087.
Коэффициент нагрузки:
К = КVК? = 1,2*1,0087 = 1,21.
Проверяем контактное напряжение:
?н = 170/(z2/q) = ?н = 170/(24/10) = 145 Н/мм2
получили: ?н [?]н = 152 н/мм2, что вполне удовлетворительно.
Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев: zи = z2/Соs3 ? = 24/0,983 = 25,5.
Коэффициент формы зуба для zи = 26: ?F = 2,43.
Напряжение изгиба:
?F = 1,2Т2К?F/z2b2m2.
?F = 1,2*420382*1,21*2,43/24*60*39,69 = 25,952 Н/мм2.
Полученный результат вполне удовлетворителен: он значительно меньше ?F [?]F = 61,89 Н/мм.
Проверка на смещение:
коэффициент смещения ? = а?/m - 0,5(q + z2)
? = 107,1/6,3 - 0,5(10 + 24) = 17 - 17 = 0
Следовательно, расчет проведен верно!
Таким образом, произведен расчет червячной передачи. Расчет производился в два этапа: первый расчет - п р о е к т н ы й , второй - п р о в е р о ч н ы й. Проектный проводился по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических размеров редукторной пары. В процесс проектного расчета мы задавались целым рядом табличных величин коэффициентов; результаты некоторых расчетных величин округлялись до целых или стандартных значений. Поэтому после окончатального определения параметров зацепления был выполнен проверочный расчет. Он подтвердил правильность выбора табличных величин, коэффициентов и полученных результатов в проектном расчете, а также определены соотношения между расчетными и допускаемыми напряжениями изгибной и контактной выносливости.
3.Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса
Определяем крутящие моменты в поперечных сечениях валов.
Ведомый - вал червячного колеса:
ТК2 = Т2 = 420,382 Нм = 420,382 103 Нмм.
Ведущий - червяк:
ТК1 = Т1 = Т2/u? = 420,382103/120,8708 = 40,229103 Нмм.
Витки червяка выполнены заодно с валом.
Ведущий вал.
Определяем диаметр выходного конца вала по расчету на кручение:
d в1
где [?]к - допускаемое напряжение на кручение. Для валов из сталей 40, 45, ст.6 обычно принимают пониженное значение [?]к = 20…25 Н/мм2. Если значение d в1 находится в одном диаметральном диапазоне со значением диаметра вала двигателя dдв, то их приравнивают, исходя из конструктивных особенностей.
d в1 20 = 21.585 мм.
Но для соединения его с валом ранее выбранного электродвигателя принимаем размер диаметра d в1 = dдв = 42 мм.
Диаметр вала под подшипники (диаметры подшипниковых шеек): d n1 = d в1 + 2t, где t - параметр, определяемый по таблицам. В нашем случае t = 4,0, тогда d n1 = 42 + 8 = 50 мм.
Полученный результат округляем до ближайшего значения из стандартного ряда R40 по ГОСТ 6636 - 69: d n1 = 50 мм.
Параметры нарезной части (находим исходя из найденных ранее размеров червяка):
делительный диаметр червяка: d1 = 63 мм.
диаметр вершин витков червяка: d а1 = 75.6 мм (76мм) .
диаметр впадин витков червяка: d f1 = 47.88 мм (50 мм).
Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше d f1.
длина нарезной части: b1 = 80 мм.
расстояние между опорами червяка принимаем равным наибольшему диаметру червячного колеса L1 d am2 = 185 мм. По конструктивным соображениям выбираем d am2 = 200 мм.
расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f1 принимаем исходя из конструктивных соображений: 110 мм.
Ведомый вал.
Диаметр выходного конца вала
d в2
d в2 20 = 47,19 мм.
Полученное значение округляем до ближайшего значения стандартного ряда R40: d в2 = 50 мм.
Диаметр под подшипники:
d n2 = d в2 + 2t,
d n2 = 50 + 8 = 58 мм.
Полученное значение округляем до ближайшего значения стандартного ряда R40: d n2 = 60 мм.
Диаметр вала под червячным колесом:
d k2 = d n2 + 3r,
значение r берем из таблиц: r = 3
d k2 = 60 + 9 = 69 мм.
Округляем до стандартного значения d к2 = 70 мм.
Диаметр ступицы червячного колеса: d сm2 = (1,6…1,8)d к2 = 112… 126 мм, выбираем 120 мм .
Длина ступицы червячного колеса: L сm2 = (1,2…1,8)d к2 = 84…126 мм, выбираем 100 мм.
Условный угол 2? охвата червяка венцом колеса:
Sin? = = = 0.82816; ? = 55,90.
4.Конструктивные размеры корпуса редуктора
В корпусе редуктора размещаются детали зубчатых и червячных передач. При его конструировании должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов.
Для повышения жесткости служат ребра, располагаемые у приливов под подшипники. Корпус обычно выполняют разъемным, состоящим из основания (его иногда называют картером) и крышки. Плоскость разъема проходит через оси валов. В вертикальных цилиндрических редукторах разъемы делают по двум и даже по трем плоскостям. При конструировании червячных редукто?/p>