Проектирование червячного редуктора

   d_д2=t/sin(180/z₂)=25,4/ sin(180/67)=541,9 мм. 

   Определяем  диаметры наружных окружностей звездочек:

   D_e=

,

где d₁ – диаметр ролика цепи, d₁=15,88; 
 

          ведущей:

D_e1=

=214 мм, 

     ведомой

D_e1=

=554,2 мм,

   Определяем  диаметры окружности впадин:

   D_i=

.

      ведущей:

   D_i1=

мм,

     ведомой:

   D_i2=

мм. 

   7. Определяем силы, действующие на  цепь:

   окружная 

   F_t=3975 Н;

   центробежная  сил 

   F_υ =q·υ²=2,6·1,23²=3,9 Н, где q=2,6 кг/м;

   от  провисания цепи

   F_f=g·K_f·q·a=9,81·6·2,6·1,027=157,2 Н;

   Расчетная нагрузка на валы:

   F_оп= F_t +2·F_f=3975+2·157,2=4289,4 Н.

   Проверим  коэффициент запаса прочности цепи:

   s=

   Это больше чем нормативный коэффициент  запаса прочности для данной цепи, который составляет 8,2, следовательно условие s≥[s] выполнено. 
 
 
 
 

Глава 3. Расчет редуктора.

3.1 Выбор материалов  червячной передачи, определение допускаемых  напряжений, расчет  червячной передачи.

      1. Определяем скорость скольжения  по формуле:

      

 м/с,

      Для такой скорости коэффициент С_V=0,8.

      2. По рекомендациям для найденной  скорости скольжения выбираем  материал венца червячного колеса  – бронзу БрО10Н1Ф1 ГОСТ 613-79 с  центробежной отливкой и механическими  характеристиками – σ_В=285 МПа;  σ_Т=165 МПа. Материалом червяка назначаем сталь 40ХН ГОСТ 4553-81 с твердостью после термообработки 45…55 HRC_э.

      3. Определяем допускаемые напряжения  для червячного колеса по таблице  и формулам:

      -допускаемое  контактное напряжение [σ_Н], МПа:

      [σ_Н]=С_V·0,9·σ_В=0,8·0,9·285=205,2 МПа; 

      - допускаемые напряжения на изгиб  [σ_F], МПа:

      [σ_F]=0,25·σ_Т+0,08 σ_В =0,25·165+0,08·285=64,05 МПа;

      - допускаемые напряжения для проверки  на прочность передачи при  действии кратковременной максимальной  нагрузки:

      [σ_Нmax]=4·σ_Т=4·165=660 МПа;

      [σ_Fmax]=0,8·σ_Т=0,8·165=132 МПа;

      4. Эквивалентный крутящий момент  на колесе найдем по формуле:

      

 Н·м.

      5. Приняв число витков червяка  z₁=2, определяем значение начального коэффициента концентрации по рисунку (учебник Соловьева В.Д. «Курсовое проектирование ДМ», Тула 2002 г., стр. 77, рис. 3.14) .  

      Согласно  следующей формуле получим:

      

.

      6. Межосевое расстояние вычислим  по формуле:

      

 мм.

      Округляем до ближайшего большего стандартного мм.

      7. Число зубьев колеса z₂=z₁·U_чп=2·25=50.

      8. Предварительное значение модуля  определяем по формуле

      

 мм.

      9. Коэффициент диаметра червяка  находим по формуле:

      

      

; ; q=8,82…21,43.

      10. Округляем значения m и q до стандартных:

      m=4; q=12,5.

      Определим  коэффициент смещения инструмента  х:

      

, -1≤х≤+1.

      11. Размеры червяка (1) и червячного  колеса (2) определим по следующим формулам:

      - делительный диаметр:

      

 мм,

      

 мм.

      - диаметр окружности вершин витков:

      

 мм,

      

 мм.

      - диаметр окружности впадин:

      

 мм,

      

 мм.

      - наибольший диаметр червячного  колеса:

      

 мм.

      - длина нарезанной части червяка:

      

 мм.

      - ширина червячного колеса:

      

 мм.

      12. Угол подъема линии витка червяка  определим по таблице:

      γ=9˚05΄

      13. Окружная скорость на червяке:

      

 м/с.

      14. Фактическую скорость скольжения  находим по формуле:

      

 м/с.

      Такой скорости соответствует С_V=0,81.

      15. Уточненное допускаемое напряжение  получим:

      [σ_Н]=С_V·0,69·σ_В=0,81·0,9·285=207,7 МПа.

      16. Определяем окружную скорость  колеса:

 м/с.

      Принимаем для такой скорости (<3 м/с) скорости K_Hv=1.

      17. Проверяем передачу на контактную  выносливость по формуле:

      - условие прочности:

      

,

      

 МПа.

      Условие прочности выполняется, т.к. [σ_Н]=207,7 МПа больше  σ_H=201,4 МПа на 3% что допустимо. 

      18. Уточняем угол подъема линии  витка червяка по формуле:

      

.

      В зависимости от скорости скольжения принимаем приведенный угол трения φ₁=1,1˚.

      19. К.п.д. передачи находим по формуле:

      

.

      20. Силы в зацеплении рассчитываем  по формулам:

      - окружная сила на колесе, равная  осевой силе на червяке (Н):

      

 Н,

      - окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе (Н):

      

 Н, 

      - радиальная сила (Н):

      

 Н.

      21. Определяем все величины, необходимые  для проверочного расчета передачи  на изгиб. Принимаем K_Fβ=1,1; K_Fυ=1,2 для скорости скольжения V_S>3 м/с. Эквивалентное число зубьев получим из формулы:

      

,

тогда коэффициент формы зуба в зависимости  от эквивалентного числа зубьев получим:

Y_f=1,44.

      22. Расчетное напряжение изгиба  определяем по формуле:

      

,

      

 МПа. 

где  Т_НЕ2 – эквивалентный крутящий момент на колесе, Н·м;

        K_Fβ - коэффициент концентрации нагрузки;

        K_Fυ – динамический (скоростной) коэффициент.

      23. Проверяем передачу на прочность  при действии кратковременной максимальной нагрузки по формулам:

      - на контактную прочность:

      

,

      

 МПа.

      -по  напряжениям изгиба:

      

,

      

 МПа.

      24. Проводим тепловой расчет. Определяем  поверхность теплоотдатчи корпуса по формуле:

      

 м².

      Рабочую температуру масла в редукторе  рассчитываем по формуле, приняв K_T=15 Вт/м²·˚С; P₁=P_дв=6 кВт.

      

.

      Дополнительные  меры по отводу тепла не требуются. 
 
 
 
 
 
 
 

3.2 Эскизная компоновка редуктора. 

      Эскизная  компоновка устанавливает положение  колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор; определяет расстояние между  точками приложения реакций подшипников  быстроходного и тихоходного  валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты.

      Эскизная  компоновка выполняется в соответствии стребованиями ЕСКД на миллиметровой  бумаге формата А2, карандашом в контурных  линиях в масштабе 1:1. Компоновку выполняем  в следующей последовательности:

      1. Намечаем расположение проекций  компоновки в соответствии с  кинематической схемой привода  и наибольшими размерами колес.

      2. Проводим оси проекций и осевые  линии валов.

      3. Вычерчиваем редукторную пару  в соответствии с геометрическими  параметрами, полученными в результате проектного расчета.

      4. Для предотвращения задевания  поверхностей вращающихся колнс  за внутренние стенки корпуса  контур стенок проводи с зазором  8…10 мм.

      5. Вычерчиваем ступени вала на  соответствующих осях по размерам  d и l.

      6. На 2-й и 4-й ступенях вычерчиваем контуры подшипников по их размерам.

      7. Определяем расстояние между  точками приложения реакций подшипников  быстроходного и тихоходного  валов.

      8. Определяем точки приложения  консольных сил.

      9. Проставляем на проекциях эскизной компоновки необходимые размеры.