Оформление расчетно-пояснительной записки. 4 страница

Эквивалентное число циклов нагружения по контактным напряжениям (3.2)

.

Эквивалентное число циклов нагружения по напряжениям изгиба (3.3)

.

Допускаемое контактное напряжение колеса для колес из бронзы с содержанием олова при твердости поверхности витков червяка определяется по формуле:

МПа (3.60)

МПа

После этого проверяется условие

,

.

Условие выполняется.

Если рассчитанное значение допускаемого напряжения выходит за одну из границ указанной области, то в качестве допускаемого напряжения следует принимать граничное значение этой области.

Допускаемое напряжение изгиба колеса

МПа (3.61)

МПа

3.3.2 Определение величины межосевого расстояния из расчета прочности по контактным напряжениям

Предварительный расчет межосевого расстояния из условия прочности по контактным напряжениям с учетом того, что передача нарезана без смещения, можно выполнить по формуле

, мм (3.62)

Согласно существующим рекомендациям, для коэффициента диаметра червяка справедливо соотношение , а произведение коэффициентов концентрации и динамичности нагрузки допустимо положить равным . Тогда

мм (3.63)

мм

Полученную величину межосевого расстояния округляем в большую сторону до ближайшего значения из нормального ряда чисел R20, выбирая мм.

Далее с помощью таблицы 3.15 определяем число заходов червяка, которое для данной передачи, имеющей передаточное число , равно .

Таблица 3.15 – Передаточное отношение и число заходов червяка

			Свыше 30

Количество зубьев колеса при выбранной заходности червяка

.

3.3.3 Определение значения модуля

Ориентировочное значение модуля можно определить, если принять . Тогда имеем:

, мм (3.64)

мм

Окончательно в качестве значения модуля выбирается ближайшая к рассчитанной величина из нормального ряда (табл. 3.8), т. е. .

3.3.4 Некоторые геометрические размеры червячной передачи

После определения основных геометрических параметров (, и ) необходимо уточнить коэффициент диаметра червяка . Предварительно вычисляем его по формуле

(3.65)

,

а затем в качестве коэффициента диаметра принимаем ближайшее значение из стандартного ряда (табл. 3.16) .

Таблица 3.16 – Значения коэффициента диаметра червяка

Округленным значениям , и будет соответствовать передача со смещением

(3.66)

.

(Диапазон допустимых значений коэффициента смещения ограничен, . Если при расчете это условие не выполняется, то следует варьировать параметры , и до получения нужного значения , принадлежащего указанному диапазону.

При наличии смещения делительный диаметр не совпадает с начальным. В дальнейшем для обозначения величин, связанных с начальным диаметром, используется индекс ).

Угол подъема винтовой линии на начальном диаметре

рад (3.67)

рад,

или .

Делительный диаметр червяка

мм (3.68)

мм

Делительный диаметр червячного колеса

мм (3.69)

мм

Начальный диаметр червяка

мм (3.70)

мм

3.3.5 Проверка условия прочности по контактным напряжениям

Находим действующее напряжение в контакте витка червяка и зуба колеса

(3.71)

Сравнивая действующее напряжение с допускаемым,

МПа,

убеждаемся в том, что условие прочности по контактным напряжениям выполнено.

3.3.6 Проверка условия прочности по напряжениям изгиба

Приведенное число зубьев

(3.72)

Окружная проекция силы на колесе (3.34)

Н

Значения коэффициентов концентрации и динамичности нагрузки выбираем в соответствии с рекомендациями: () и .

Коэффициент формы зуба для рассчитанного ранее значения приведенного числа зубьев берем из таблицы 3.17: .

Таблица 3.17 – Коэффициенты формы зуба червячного колеса

	1.98		1.76		1.55		1.34
	1.88		1.71		1.48		1.30
	1.85		1.64		1.45		1.27
	1.80		1.61		1.40		1.24

Тогда действующее напряжение изгиба

МПа (3.73)

МПа

Отсюда

МПа.

Следовательно, условие прочности на изгиб также выполняется.

3.3.7 Тепловой расчет червячного редуктора

Поскольку червячная передача, в отличие от цилиндрических и конических передач, работает с большим тепловыделением, то для предотвращения чрезмерного нагрева масла необходимо проводить тепловой расчет червячного редуктора. Такой расчет носит проверочный характер и заключается в определении температуры масла внутри корпуса редуктора в режиме установившегося теплообмена на основе уравнения теплового баланса.

Окружная скорость червяка (3.23):

м/с

Скорость скольжения

, м/с (3.74)

м/с

Приведенный коэффициент трения между червяком и колесом (табл. 3.18) .

Таблица 3.18 – Приведенные коэффициенты трения и углы трения между стальным червяком и колесом

, м/с			, м/с
0.01			2.5
0.1			3.0
0.25			4.0
0.5			7.0
1.0			10.0
1.5			15.0
2.0

Коэффициент полезного действия передачи

(3.75)

Мощность редуктора на выходе

, кВт (3.76)

кВт

Требуемая мощность на входе в редуктор:

кВт (3.77)

кВт

Примерную площадь поверхности теплоизлучения можно получить суммированием площадей корпуса редуктора, используя рекомендованную для этого зависимость

, м² (3.78)

м ²

Температура масла в редукторе в отсутствие вентилятора, при значении коэффициента теплоотдачи , равна:

С (3.79)

С

Видно, что если в редукторе не ставить вентилятор, то фактическая температура масла превышает максимально допустимую температуру, С. Следовательно, при данных условиях необходимо использовать вентилятор. Пользуясь данными таблицы 3.19, для указанной в условии частоты вращения на входе ( об/мин) получаем значение коэффициента теплоотдачи . Тогда температура масла в редукторе при наличии вентилятора равна

С (3.80)

С

Таблица 3.19 – Приближенные значения коэффициента теплоотдачи

при использовании вентилятора

Частота вращения вентилятора , об/мин
, Вт/( град с)

Итак, если в корпусе рассматриваемого редуктора установить вентилятор, то фактическая температура масла будет меньше допустимой.

3.3.8 Определение других геометрических размеров передачи

Диаметр вершин червяка

мм (3.81)

мм

Диаметр вершин червячного колеса

мм (3.82)

мм

Наибольший диаметр червячного колеса

мм (3.83)

мм

Длина нарезанной части червяка предварительно определяется с помощью таблицы 3.20, а затем округляется до ближайшего целого значения

, мм (3.84)

мм

мм.

Таблица 3.20 – Длина нарезанной части червяка

	1 и 2	3 и 4
-1.0
-0.5
0.0
0.5
1.0

Для расчета ширины венца червячного колеса пользуемся формулой

, мм (3.85)

где - угол обхвата, равный для силовых передач рад. Тогда

мм.

Округляем полученное значение: мм.

3.3.9 Силы в зацеплении

Окружная проекция силы на колесе и осевая на червяке (3.34):

Н.

Окружная проекция силы на червяке и осевая на колесе (3.34):

Н Ошибка! Ошибка связи.

Радиальная составляющая усилия в зацеплении (3.35):

Н

3.4 Проектировочный расчет цепной передачи

3.4.1 Расчет износостойкости передачи

Исходные данные:

Определить основные геометрические размеры элементов втулочно-роликовой цепной передачи с передаваемой мощностью кВт.

Частоты вращения ведущей и ведомой звездочек равны об/мин и об/мин соответственно. Величина межосевого расстояния близка к оптимальной, , где - шаг цепи. Расположение цепи – горизонтальное. Натяжение цепи регулируется периодически. Смазка цепи – периодическая.

Коэффициент полезного действия передачи (табл. 3.21)

Таблица 3.21 – Средняя величина КПД цепных передач

Виды цепных передач
Закрытые передачи при достаточной смазке
Открытые передачи со смазкой
Открытые передачи без смазки

Передаточное число цепной передачи

(3.86)

.

Число зубьев ведущей звездочки

(3.87)

Число зубьев ведомой звездочки:

(3.84)

Момент на валу ведущей звездочки:

Н м (3.88)

Н·м

Момент на валу ведомой звездочки:

, Н м (3.89)

Н·м

Коэффициент приведения к эталонному режиму нагружения рассчитывается по формуле

, (3.90)

где

- коэффициент учета динамичности приложения нагрузки; нагрузку считаем близкой к постоянной, без резких ударов и толчков, поэтому ;

- коэффициент учета длины цепи по отношению к эталону; значение этого коэффициента выбирается в зависимости от величины межосевого расстояния и для заданных условий равно ;

- коэффициент, учитывающий положение цепи по отношению к горизонтали; поскольку по условию расположение цепи горизонтальное, то ;

- коэффициент учета характера регулировки натяжения цепи, равный в случае периодической регулировки (неавтоматической) ;

Поиск по сайту: