Файл: Расчет привода с червячным редуктором и цепной передачей Задание на курсовую работу.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 18.03.2024
Просмотров: 13
Скачиваний: 0
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
фактического значения 
от заданного 
.
Если последнее неравенство выполняется, то можно продолжать расчет геометрических размеров червяка и червячного колеса. Делительный диаметр червяка
и червячного колеса
Диаметр вершин витков червяка и зубьев червячного колеса
Диаметр впадин витков червяка и зубьев червячного колеса
Наибольший диаметр червячного колеса
Принимаем
Если коэффициент смещения
, то для червяка следует определять начальный диаметр:
Длина нарезанной части червяка определяется по формулам ГОСТ 19650-74 (табл. 7.7).
Для фрезеруемых и шлифуемых червяков при
увеличивают на 25 мм, при 
= (10-16) мм — на 35-40 мм, при > 16 — на 50 мм, что связано с искажением профиля витка червяка при входе и выходе режущего инструмента. Если коэффициент смещения занимает промежуточное значение (отличается от указанных в табл. 7.6),
определяют но тому из уравнений, которое дает большее значение .
Для
т.к.
<10, то увеличиваем на 25 мм. Принимаем = 120 мм.
Ширина венца червячного колеса
Полученное значение округляется до величины из ряда нормальных линейных размеров. Принимаем
= 56 мм.
Определяем угол охвата червяка червячным колесом
:
Условие > 90° выполняется.
Определяем силы в зацеплении червячной передачи.
Следует изобразить схему действия сил и определить их величины. Если в задании не оговорено направление вращения и нарезки винтовой линии червяка, то ими можно задаться самостоятельно. Следует учитывать, что если червяк имеет правое направление винтовой линии, то передаточное отношение
— положительная величина. Если червяк имеет левое направление винтовой линии, то 
— отрицательная величина.
Предположим, что червяк с правым направлением витка вращается по часовой стрелке. Схема действия сил показана на рис. 7.2.
Выполняем проверочный расчет червячной передачи на прочность но контактным напряжениям.
Определяем скорость скольжения в зацеплении
где
— окружная скорость на червяке;
Уточняем допускаемое напряжение для найденной скорости скольжения:
Расчетное контактное напряжение
где
— коэффициент динамической нагрузки
Определяем КПД передачи:
где
— приведенный угол трения, определяемый экспериментально (табл. 7.8).
Меньшие значения приведены для оловянной бронзы, большие для безоловянной бронзы, латуни и чугуна.
Осуществляем проверку зубьев колеса по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба
где
— коэффициент формы зуба, который принимается по табл. 7.9 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса 
;
— коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба; для постоянной нагрузки = 1,0;
— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от скорости колеса; при
Условие прочности выполняется.
Тепловой расчет.
Рабочая температура масла без искусственного охлаждения
где
— КПД червячной передачи; 
— мощность на червяке, Вт;
— коэффициент теплоотдачи, 
при плохих условиях охлаждения; = 13-17 при хороших условиях охлаждения);
— площадь охлаждения корпуса без учета площади дна корпуса, 
, где 
— межосевое расстояние червячной передачи;
— коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;
— максимально допустимая температура напева масла:
Если рабочая температура масла превышает допустимое значение, то следует принимать меры по охлаждению масла: увеличивать площадь охлаждения за счет применения ребер охлаждения на корпусе редуктора, устанавливать на валу червяка вентилятор, применять водяное охлаждение и т. д.
При охлаждении вентилятором
где коэффициент
выбирается из таблицы в зависимости от частоты вращения вентилятора 
(табл. 7.10).
7.3. Расчет цепной передачи
Исходные данные для расчета цепной передачи
По табл. 7.11 по передаточному числу принимаем число зубьев меньшей звездочки
= 25, тогда число зубьев большой звездочки
Определяем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации:
где
— коэффициент динамичности нагрузки при спокойной нагрузке; = 1 [9, с. 68];
от заданного . Если последнее неравенство выполняется, то можно продолжать расчет геометрических размеров червяка и червячного колеса. Делительный диаметр червяка
и червячного колеса
Диаметр вершин витков червяка и зубьев червячного колеса
Диаметр впадин витков червяка и зубьев червячного колеса
Наибольший диаметр червячного колеса
Принимаем
Если коэффициент смещения
, то для червяка следует определять начальный диаметр: Длина нарезанной части червяка определяется по формулам ГОСТ 19650-74 (табл. 7.7).
Для фрезеруемых и шлифуемых червяков при
увеличивают на 25 мм, при = (10-16) мм — на 35-40 мм, при > 16 — на 50 мм, что связано с искажением профиля витка червяка при входе и выходе режущего инструмента. Если коэффициент смещения занимает промежуточное значение (отличается от указанных в табл. 7.6),
определяют но тому из уравнений, которое дает большее значение .Для
т.к.
<10, то увеличиваем на 25 мм. Принимаем = 120 мм.Ширина венца червячного колеса
Полученное значение округляется до величины из ряда нормальных линейных размеров. Принимаем
= 56 мм.Определяем угол охвата червяка червячным колесом
: Условие
> 90° выполняется.Определяем силы в зацеплении червячной передачи.
Следует изобразить схему действия сил и определить их величины. Если в задании не оговорено направление вращения и нарезки винтовой линии червяка, то ими можно задаться самостоятельно. Следует учитывать, что если червяк имеет правое направление винтовой линии, то передаточное отношение
— положительная величина. Если червяк имеет левое направление винтовой линии, то — отрицательная величина.Предположим, что червяк с правым направлением витка вращается по часовой стрелке. Схема действия сил показана на рис. 7.2.
Выполняем проверочный расчет червячной передачи на прочность но контактным напряжениям.
Определяем скорость скольжения в зацеплении
где
— окружная скорость на червяке; Уточняем допускаемое напряжение для найденной скорости скольжения:
Расчетное контактное напряжение
где
— коэффициент динамической нагрузки Определяем КПД передачи:
где
— приведенный угол трения, определяемый экспериментально (табл. 7.8). Меньшие значения
приведены для оловянной бронзы, большие для безоловянной бронзы, латуни и чугуна. Осуществляем проверку зубьев колеса по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба
где
— коэффициент формы зуба, который принимается по табл. 7.9 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса
;
— коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба; для постоянной нагрузки = 1,0; — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от скорости колеса; при Условие прочности выполняется.
Тепловой расчет.
Рабочая температура масла без искусственного охлаждения
где
— КПД червячной передачи; — мощность на червяке, Вт; — коэффициент теплоотдачи, при плохих условиях охлаждения; = 13-17 при хороших условиях охлаждения); — площадь охлаждения корпуса без учета площади дна корпуса, , где — межосевое расстояние червячной передачи; — коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;
— максимально допустимая температура напева масла: Если рабочая температура масла превышает допустимое значение, то следует принимать меры по охлаждению масла: увеличивать площадь охлаждения за счет применения ребер охлаждения на корпусе редуктора, устанавливать на валу червяка вентилятор, применять водяное охлаждение и т. д.
При охлаждении вентилятором
где коэффициент
выбирается из таблицы в зависимости от частоты вращения вентилятора (табл. 7.10). 7.3. Расчет цепной передачи
Исходные данные для расчета цепной передачи
По табл. 7.11 по передаточному числу принимаем число зубьев меньшей звездочки
= 25, тогда число зубьев большой звездочки Определяем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации:
где
— коэффициент динамичности нагрузки при спокойной нагрузке; = 1 [9, с. 68];