Курсовая работа: Червячный двухступенчатый редуктор

Расчет зубчатой передачи производится по контактной выносливости и по напряжениям изгиба.

Проверка зубчатой передачи на выносливость по контактным напряжениям для косозубых передач выполняется по формуле:

 ,

где KH =КНβКНVКНa – коэффициент нагрузки. Значения КНβ зависят от твердости зубьев, а КНV - от твердости и окружной скорости. Коэффициент КНa учитывает условия монтажа косозубой передачи и в зависимости от окружной скорости зубчатых колёс и степени точности изготовления.

Межосевое расстояние определяется по формуле:

 Рис. 3.1 Зубчатое зацепление

где коэффициент Ка - для косозубых передач принимается 43,0; [2, c 32]

u – передаточное число; Т2 – крутящий момент на колесе; [σН] – допускаемое контактное напряжение на поверхности зубьев колёс.

[σН]= σН lim bКНL /  ,

где σН lim b = 2НВ + 70 – для ТО – улучшение или нормализация.

КНL – коэффициент долговечности работы зубчатой пары, рассчитываемый по формуле:

,

где  - базовое число циклов нагружений, принимаемое для стали - 107;

 - фактическое рассчитываемое число циклов нагружений.

- коэффициент безопасности: принимается (1,1-1,2) при нормализации или улучшении материала колёс.

 - коэффициент ширины колеса к межосевому расстоянию, на начальном этапе проектирования принимается 0,15-0,4. [2, c 33]

После расчёта [σН 1] для шестерни и [σН2] для колеса определяется окончательно:

[σН ]= 0,45 ([σН 1] +[σН» ] ). [2, c 35]

Проверка зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба выполняется по формуле:

 ,

где Ft = 2T1 /d1 = 2T2 / d2 – окружная сила на колесе,

КF = KFβ KFv - коэффициент нагрузки,

KFβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; KFv – коэффициент динамичности, который выбирается в зависимости от окружной скорости и термообработки.

Для косозубых передач коэффициент формы зуба ΥF следует принимать по эквивалентному числу зубьев ZV = Z / Cos3β, которое учитывает повышение несущей способности косозубых передач. Коэффициент Υβ компенсирует погрешности принятой расчётной схемы: Υβ =(1-β0 ) / 140, где β0 – угол наклона делительной линии зуба.

 Коэффициент KFa учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями и определяется по формуле

KFa =  ,

где εа - коэффициент торцового перекрытия, n - cтепень точности.

Допускаемое напряжение изгиба рассчитывается по формуле:

[σF] = σ 0Flimb / [SF],

где, [SF] - коэффициент безопасности, а σ 0Flimb = 1,8НВ. [2, с 46]

Для изготовления колеса и шестерни возьмем Сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость зубьев колеса – 180НВ, а шестерни – 210НВ.

Для определения межосевого расстояния тихоходной ступени редуктора используем формулу:

 ,

где dБ – диаметр червячного колеса быстроходной ступени редуктора;

=- диаметр тихоходно вала; Т- вращающий

момент на валу, Нм; =20 МПа - допускаемые напряжения при расчете тихоходного вала на кручение;-зазор между колесом быстроходной ступени и валом тихоходной передачи.

Вариант 1:

Вариант 2:

Вариант 3:

Таблица 3.1

Исходные данные для расчета на ЭВМ

Таблица 3.2

Результаты расчета. Вариант 1

МОДУЛЬ 1.500 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 174.480 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 27 колеса 120 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 4.44

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 34 55 58

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 65.0 колеса 62.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 1.255 в долях aw 0.461

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.30 осевого 7.53 суммарный 8.84

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 8380 радиальная 3721 осевая 5853

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 49.401 вершин 52.40 впадин 45.65

ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 219.559 вершин 222.56 впадин 215.81

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1768 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 0.11 м/с

Таблица 3.3

Результаты расчета. Вариант 2

МОДУЛЬ 3.000 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 165.980 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 30 колеса 106 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 3.53

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 34 58 40

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 38.0 колеса 34.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.505 в долях aw 0.223

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.31 осевого 3.38 суммарный 4.68

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 7612 радиальная 3381 осевая 5326

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 73.226 вершин 77.23 впадин 68.23

ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 258.734 вершин 262.73 впадин 253.73

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1534 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 0.14 м/с

Таблица 3.4

Результаты расчета. Вариант 3

МОДУЛЬ 3.000 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 152.000 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 25 колеса 100 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 4.00

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 34 40 39

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 44.0 колеса 40.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.592 в долях aw 0.237

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.30 осевого 3.26 суммарный 4.56

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 6340 радиальная 2825 осевая 4476

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 60.800 вершин 64.80 впадин 55.80

ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 243.200 вершин 247.20 впадин 238.20

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1287 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 0.13 м/с

Сравним варианты расчета передач по основным критериям.

Таблица 4.1

Сравнительная оценка передач редуктора по вариантам

* Условие работы редуктора без перегрева:

где - мощность быстроходного вала, Вт;- КПД привода; А=2LB+2ВН+2LH–площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора,м2;- коэффициент теплоотдачи,17 .

 По полученным данным построи соответствующие эскизы:

Вариант 1: Вариант 2:

Вариант 3:

вал подшипник передача муфта

Сравнив полученные варианты, выберем третий вариант, так как он имеет наилучшие конструктивные параметры и лучший КПД червячной передачи.

Основными критериями работоспособности ременных передач являются тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом, долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.

В настоящее время основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Долговечность ремня учитывают при расчете путем выбора основных параметров передачи в соответствии с Рис.5.1Схема ременной передачи рекомендациями, выработанными практикой.

Методика расчета клиноременной передачи:

1)         Сечение ремня выбирается в зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения шкива по номограмме.

2)         Диаметр меньшего шкива:

3)         Диаметр большего шкива:  коэффициент скольжения;

4)         Передаточное отношение (уточненное):

5)         Межосевое расстояние:  

6)         Длина ремня:

7)         Уточненное межосевое расстояние:

8)         Угол обхвата:

9)         Число ремней:

10)       Натяжение ветви ремня:

11)       Сила, действующая на вал:

12)       Полезные напряжения в ремне: расчетные:

допускаемые:

13)       Рабочий ресурс передачи:

В современном машиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни. Применение плоских ремней старой конструкции значительно сократилось. Применение клинового ремня позволило увеличить тяговую способность передачи путем повышения трения. [2, c 314]

Таблица 4.1

Исходные данные для расчета на ЭВМ

Результаты расчета

Проведем расчет для двух типов ремней (нормальный клиновый и узкий клиновый) и определим наиболее подходящий.

Нормальный клиновый ремень:

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 2850.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 3000 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 8.2 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 8 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00

ТИПОРАЗМЕР СЕЧЕНИЯ ремней 0 РАСЧЕТНАЯ ДЛИНА 1000 мм

КОЛИЧЕСТВО РЕМНЕЙ в комплекте (или ребер поликлинового ремня) 4

РЕГУЛИРОВКА НАТЯЖЕНИЯ РЕМНЕЙ периодическая

РЕСУРС комплекта ремней 1000 ч МАССА комплекта ремней 0.24 кг

КОЛИЧЕСТВО КОМПЛЕКТОВ ремней на весь срок службы передачи 3

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ 2.00 МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 332 (+ 18/- 7 ) мм

Страницы: 1, 2, 3