Быстрый поиск

Курсовая работа: Проектирование редуктора

Диаметр окружности вершин витков:

d = d + 2m = 78,75 + 26,3 = 91,35 мм

Диаметр окружности впадин:

d = d – 2,4m = 78,75 – 2,46,3 = 63,63 мм

Длина нарезанной части червяка:

b = (10 + 5,5|x| + Z) m = (10 + 5,5|-0,44| + 2) 6,3 = 90,85 мм

Округляя до стандартного значения (см. табл. 19.1 [1, с. 481]), принимаем b= 90 мм

Диаметр делительный колеса:

d = Zm = 366,3 = 226,8 мм

Диаметр окружности вершин зубьев:

d = d + 2m (1 + x) = 226,8 + 26,3 (1 – 0,44) = 233,86 мм

Диаметр окружности впадин:

d = d – 2m (1,2 – x) = 226,8 – 26,3 [1,2 (-0,44)] = 206,14 мм

Диаметр колеса наибольший:

d d + 6m/(Z+ 2) = 233,86 + 66,3/(2+2) = 243,3 мм

Округлим до стандартного числа d= 240 мм

Ширина венца:

b = a = 0,355150 = 53,25 мм

( = 0,355, при Z= 1 или 2)

Примем стандартное число b= 53 мм.

3.4 Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

Действительное значение окружной скорости на начальном диаметре червяка:

V= nm (q + 2x)/60000 = 3,144326,311,62/60000 = 1,66 м/с

Угол подъема линии витка червяка на начальном цилиндре:

= arctg [Z/(q + 2x)] = arctg 0,172 = 945

Скорость скольжения в зацеплении:

V= V/cos= 1,66/0,987 = 1,68 м/с

Уточним значение допускаемого контактного напряжения:

[] = []– 25 V = 300 – 251,68 = 258 Н/мм

Окружная скорость (м/с) на колесе:

V= dn/60000 = 3,14226,824/60000 = 0,258 м/с

Коэффициент нагрузки К = 1 при V 3 м/с

Тогда расчетное контактное напряжение:

== 220 Н/мм, что находится в допустимом диапазоне ( = (0,8…1,1)[])

4.5 Коэффициент полезного действия

1) Для одноступенчатых редукторов КПД редуктора равен КПД передачи.

2) Для червячных передач:

= tg/tg(+),

где – КПД редуктора; – приведенный угол трения.

– находим из табл. 2.12 [1, с. 40]

При скорости скольжения V= 1,68 м/с; = 242, тогда:

= tg 945/tg 1227= 0,1718/0,2208 = 0,778

3.6 Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

F= F= 2T/d= 2795,8310/226,8 = 7018 H

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

F= F= 2T/(dU) = 2795,8310/(73,2180,778) = 1553 H

Радиальная сила:

F= Ftg/cos= 7018tg 20/cos 945= 7018 0,364/0,987 = 2588 H (= 20– стандартный угол профиля зуба)

3.7 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки К = 1,0 (V< 3 м/с)

Эквивалентное число зубьев червячного колеса:

Z= Z/cos= 36/cos945= 36/0,987= 37,4

По табл. 2.13 [1, с. 41] коэффициент Y= 1,6

Расчетное напряжение изгиба:

= = = 23,5 Н/мм, что значит меньше допускаемого []= 69,48 Н/мм

3.8 Тепловой расчет передачи

Мощность на червяке:

P= 0,1Tn/ = 0,1795,8324/0,778 = 2455 Вт

Поверхность охлаждения корпуса (см. табл. 2.14 [1, с. 42]) принимаем А=0,47 м (в зависимости от a)

Коэффициент теплоотдачи K= 13…18 Вт/(мС) (для чугунных корпусов при естественном охлаждении)

Температура нагрева масла (корпуса) без искусственного охлаждения равна:

t= (1 – ) P/[KA (1 + )] + 20= (1 – 0,778)2455/[(13…18)0,47(1 + 0,3)] + 20= 89…70C ( = 0,3 – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму)

[t]= 95…110C – максимальная допустимая температура нагрева масла

t [t], т.е. температура нагрева масла без искусственного охлаждения не превышает максимально допустимой температуры.

3.9 Определение размеров отдельных участков валов для построения компоновочной схемы

Применяем конические роликовые подшипники.

Предварительные значения диаметров (мм) концевых участков стальных валов червячных редукторов определяются следующим образом:

Для входного вала червячного редуктора (рис. 3.1, а):

d = 8 (Т– вращающий момент на входном валу, Т=55,3 Нм)

d = 8 = 83,81 = 30,48 мм

после округления принимаем d = 30 мм

Диаметры других участков:

d d + 2t(t), d d + 3r, d d

Высоту t(t) заплечика при цилиндрической и конической форме конца вала и координату r фаски подшипника принимаем в зависимости от диаметра посадочной поверхности по табл. 3.1 [1, с. 47].