Конструирование и расчет червячного редуктора
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
орение свободного падения, м/с2, g=9,81.=61,5005 5,59,81=485 Н
.11 Определение возможности резонансных колебаний
где n1к - критическая частота вращения, об/мин.
,9<98,4- условие выполняется, резонанса нет.
Нагрузка на вал от цепной передачи=1.15Ft=1.1512640=14536 Н
3. Редуктор
Расчет допускаемых напряжений.
Для червяка выбираем сталь марки 40Х с примесями, поверхностной закалкой шлифованием и полированием витков червяка.
Исходя из того, что скорость скольжения 12,6 м/с выбираем материал для венца червячного колеса - высокооловянистую бронзу марки БР.ОФ10-1 с отливкой в кокиль, что увеличивает сопротивление зубьев изнашиванию.
=4,5 10-4 9,65 2900= 12,6 м/с
Расчет контактных напряжений
=
-допускаемые контактные напряжения, соответствующие числу циклов перемены напряжений.
= ,гдеNHG - базовое число циклов перемены напряжений;
- эквивалентное число циклов перемены напряжений.
T - крутящий момент на валу;
? - коэффициент, учитывающий распределение времени действия нагрузки;ц - время работы передачи;- частота вращения вала колеса, об/мин.ц = 365 L 24 KсутKгод = 365 7 0,6 0,67= 1027,11= 60 n2tц= 15582980,85 = = 0,95
= 2250,95 = 213,75
Предел прочности при растяжении = 250 МПа
Предел текучести = 150 МПа
Допускаемые напряжения по изгибу =73 МПа
Допускаемые напряжения контактные =225 МПа
Допускаемые контактные напряжения при расчете на перегрузку.
max = 4 = 4 150=600 МПа
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на перегрузку.
max =0,8 = 0,8 150=120 МПа
Напряжения изгиба
,
где - допускаемые напряженияна изгиб, соответствующие эквивалентному числу циклов перемены напряжений;
- допускаемые напряжения на изгиб;- коэффициент долговечности при расчёте на изгибную выносливость
=
где: NFG - базовое число циклов перемены напряжений. NFG=106- эквивалентное число циклов перемены напряжений.
=60(1,490,7+(0,61,4)90,3)94,811027,11=84854474,08= =
Тогда
=73 0,61=44.53МПа
Расчет червячной передачи передачи.
-приведенный модуль упругости (сталь-бронза)
= 1,26105 МПа
Число заходов витков резьбы z1=1.
Число зубьев колеса z2=z1i = 31
Ориентировочное значение скорости скольжения в передаче.
==4,5 104290012,6 м/с
Принимаем величину q/z2 = 0,3.
Межосевое расстояние.
=0.625[(q/z2)+1]
= 1.26105
- модуль упругости материала червяка;
- модуль упругости материала колеса.= 0,625 = 158,79 мм
Ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка.
= 0,331= 9,18
примем=10
.2.6 Модуль
= = 7,9
примем=8
Делительные диаметры червяка и колеса= mq= 8 10= 80 мм= mZ2 = 830,59= 244,72 мм
.2.8 Угол подъёма витков резьбы червяка
? = arctg(z1/q) = arctg (1/10)= 5,71
Окружная скорость червяка== = 12,14 м/с
Уточним скорость скольжения в передаче
VS = V1/cos? = 12,14/cos0,1 = 12,20 м/с
Коэффициент торцового перекрытия
=1,84
Окружная скорость на колесе= = = 1,21 м/с
.2.13 Коэффициент нагрузки =KF=KV•K?,=1,21,1=1,32
Проверка по контактным напряжениям
? , допускается - ? 0,15
Рабочие контактные напряжения
= 1,18 = 209
? = 75;
?=0,8727 ( 50)- угол обхвата, рад;
?= 0,75 - коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии.
Окружная сила на червяке и колесе= 2 T1/d1= 2= 873,75 Н=2 T2/d2 = 2899,66/244,7210-3= 7352,56 Н
Осевые силы на червяке и колесе= Ft2 = 7352,56= Ft1= 873,75
Радиальная сила для червяка и колеса
Fr = Ft2tg? = 7352,563,73= 27440 Н
Модуль нормальный
mn = mcos? = 80,999=7,982
Диаметры выступов червяка и колеса= d1 + 2 m = 80+16 = 96 мм= d2 + 2 m = 244,72+16 = 260,72 мм
.2.20 Диаметры впадин червяка и колеса= d1 - 2,4m = 80-2,48=60,8 мм= d2 - 2,4m = 244,72-2,4 мм
Ширина зубчатого венца колеса= 0,75da1=0,7596=72
Длина нарезной части червяка при коэффициенте смещения x=0= (11+0,06z2) m= (11+0,0631)8= 102,88 мм
Эквивалентное число зубьев колеса
zV2 = z2 / cos3? = 31/0,997=31,09
Коэффициент формы зуба колеса = 1,74
Проверка по напряжениям изгиба
?F = 0.7 YF2= 0,7 = 20,78
,78
Уточним кпд передачи
? = = = 0,83
? - угол трения в зацеплении
Максимальный диаметр колеса=da2 +2 m= 200,72 + 16= 276,7
Проверка передачи при перегрузках по контактным напряжениям
Проектный расчет валов редуктора:
входного вала редуктора с использованием диаметра вала электродвигателя:
Рис. 1 - Входной вал редуктора
а) Если входной вал и электродвигатель соединяются муфтой, т.е. крутящий момент для них одинаков, то можно диаметр вала под муфту принять примерно равным диаметру вала электродвигателя (допускаемое отклонение составляет 20%). Тогда зададимся диаметром вала под муфту. Так как диаметр вала двигателя составляет 38мм, то выбираем диаметр вала под муфту (рис 2)м=36 мм
б) определим диаметр вала под подшипники. п=dм+2h=36+8=44 мм
принимаем диаметр под подшипники равным 45 мм.
в) определяем диаметр буртика на валуб=dп+2h=45+10=55 мм
г) принимаемп=dу=45 мм
Проектный расчет выходного вала редуктора (рис. 2).
Рис. 2 - Выходной вал редуктора
а) определим наименьший диаметр вала по формулем=
б) определяем диаметр вала под подшипникип=dм+2h=63+14=77 мм
принимаем диаметр вала под подшипники равным 75 мм
в) диаметр вала под уплотнениеп=dу=75 мм
г) диаметр под колесок=dп+2мм=75+2=77 мм
д) принимаем диаметр вала под втулкувт=dк=77 мм
е) диаметр вала под буртикб=dк+2h=77+15=92 мм
Расчетная схема и определение реакций опор выходного вала редуктора:
Рис. 3 - Расчетные схемы выходного вала реду