6. Найдем основные размеры деталей передачи
- Диаметры делительных окружностей
для червяка
d1 = q ∙ m;
d1 = 10 ∙ 9 = 90 мм;
для червячного колеса
d2 = z2 ∙ m;
d2 = 50 ∙ 9 = 450 мм.
- Диаметры выступов
для червяка
da1 = d1 + 2m;
da1 = 90 +2 ∙ 9 = 108 мм;
для червячного колеса
da2 = d2 + 2m;
da2 = 450 +2 ∙ 9 = 468 мм.
- Диаметры впадин
для червяка
df1 = d1 – 2,4m;
df1 = 90 – 2,4 ∙ 9 = 68,4 мм;
для червячного колеса
df2 = d2 – 2,4m;
da2 = 450 – 2,4 ∙ 9 = 428,4 мм.
Внешний диаметр колеса:
dam2 ≤ da2 + 6m/(z1 + 2);
dam2 ≤ 468 + 6 ∙ 9 /(4 + 2) = 477 мм;
Принимаем dam2 = 477 мм.
Длина нарезной части червяка:
b1 ≥ (11 + 0,06 ∙ z2) ∙ m + 25;
b1 ≥ (11 + 0,06 ∙ 50) ∙ 9 + 25 = 151 мм;
Принимаем b1 = 151 мм.
Ширина зубчатого венца колеса:
b2 ≤ 0,75 ∙ da1;
b2 ≤ 0,75 ∙ 108 = 81 мм;
Принимаем b2 = 81 мм.
- Угол наклона зубьев колеса, равный углу подъема винтовой линии червяка, при z1 = 4 и q = 10:
γ = 210 48’ 05” [2, табл.12.3]
7. Окружная скорость червяка
;
8. Найдем скорость скольжения
;
м/с.
9. Степень точности передачи S принимаем в зависимости от Vск:
S = 8 [2, табл.12.8]
10. Уточняем допустимое контактное напряжение, при Vск = 7,5 м/с
[σк] = 145 МПа [2, табл.12.7]
11. Находим коэффициент нагрузки
к = кq ∙ ккс,
где кq – динамический коэффициент, зависящий от степени точности передачи и скорости скольжения:
кq = 1,4; [2, табл.12.10]
ккц – коэффициент концентрации нагрузки:
ккц = 1 + 0,4 ∙ (z2 / θ)3,
где θ – коэффициент деформации червяка, зависящий от значений z1 и q:
θ = 70; [2, табл.12.9]
ккц = 1 + 0,4 ∙ (50 / 70)3 = 1,146;
к = 1,4 ∙ 1,146 = 1,6.
12. Проведем проверочный расчет на контактную прочность
;
;
Найдем отклонение:
;
0,83 % < 5 %, что является допустимым.
13. Конструктивные размеры червячного колеса
- Диаметр вала под червячным колесом
,
где [τк] = 25 МПа – допускаемое напряжение при кручении.
.
- Длина ступицы колеса
Lст = (1,2 ÷ 1,8) dв = 66,54 ÷ 99,81 мм;
Необходимо выполнение условие: Lст ≥ b2, где b2 = 81 мм.
Выбираем Lст = 95 мм.
- Диаметр ступицы колеса находим исходя из формулы:
dст = (1,6 ÷ 1,8) dв = 88,72 ÷ 99,81 мм.
Принимаем dст = 90 мм.
- Толщина соединяемых деталей венца и диска:
δ = 2m = 2 ∙ 9 = 18 мм.
- Толщина диска:
с = 0,3b2;
с = 0,3 ∙ 81 = 24 мм.
- Принимаем конструктивно диаметр расположения облегчающих отверстий:
D0 = 266 мм.
- Принимаем конструктивно диаметр облегчающих отверстий:
d0 = 40 мм.
- Так же конструктивно принимаем количество облегчающих отверстий:
i = 4.
- Радиус закругления зубьев колеса:
R = 5 мм.
- Размеры фасок принимаем в зависимости от диаметра вала:
При dв = 56 мм n = 3 мм. [2, табл.14.7]
IV РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные:
Р3 = 10,4 кВт;
u2 = 3,24;
Т3 = 852,5 Н∙м;
n3 = 117 об/мин.
Принимаем расположение передачи под углом 45о, работа в одну смену, смазка периодическая.
Выбираем для передачи цепь приводную роликовую ПР по ГОСТ 13568-75 по шагу цепи.
Для определения шага цепи воспользуемся формулой:
.
Найдем числа зубьев колес:
z3 = 31 – 2u2 = 25;
z4 = z3 u2 = 82.
Принимаем допускаемое среднее давление
[p] = 20 Н/мм2.
кэ = кg кa кн кр ксм кп
Принимаем кg =1,25; кa =1; кн = 1; кр =1,25; ксм =1,5; кп =1.
кэ = 2,33
m = 1.
Значит
По ГОСТам выбираем шаг цепи
t = 44,45 мм [3, табл.5.12]
Согласно данному шагу, цепь имеет следующие характеристики:
Ввн = 25,4 мм – расстояние между внутренними пластинами;
d = 12,7 мм – диаметр валика;
d1 = 25,4 мм – диаметр ролика;
h = 42,4 мм – ширина пластины;
b = 62 мм – длина валика;
Q = 17240 кг*с – разрушающая нагрузка;
Pн = 0,01Q = 172,4 Н – нагрузка;
g = 7,5 кг/м – масса одного метра цепи;
F = 473 мм2 – проекция опорной проекции шарнира. [3, табл.5.12]
При t = 44,45 мм [n3] = 400 об/мин [3, табл.5.14]
n3 = 117 об/мин < [n3].
Следовательно условие выполняется.
Цепь ПР-44,45-17240 ГОСТ 13568-75.
Определяем скорость цепи:
;
.
Окружное усилие:
P = P2 /V = 104·103 / 2.17 = 4793 Н.
Проверяем среднее давление:
p = (P·кэ) / F = 4793·2,33/473 = 23,6 Н/мм2
Уточняем при n3 = 117 об/мин [p] = 23 Н/мм2
Умножаем на коэффициент
kz = 1 + 0,01(z3 –17) = 1,08 при z3 ≠ 17. [3, табл.5.15]
Получим:
р=23,6 Н/мм2 < [p] = 24,84 Н/мм2
Следовательно, выбранная цепь по условию надежности и износостойкости подходит.
Выполним геометрический расчет передачи.
Принимаем межосевые расстояния:
a = 40t = 1778 мм;
at = a/t = 40.
Для определения числа звеньев находим предварительно:
- суммарное число зубьев
z = z3 + z4 = 25 + 82 = 107;
- поправку
∆ = (z4 - z3) / 2π= 9,08.
Число звеньев находим
Lt = 2at +0.5 z∑ + ∆2/at;
Lt = 136
Уточняем межосевое расстояние
.
Для обеспечения свободного провисания цепи следует предусмотреть уменьшение a на 0,4 %, то есть на 1788·0,004 = 7,152 мм.
Значит, а = 1781 мм.
Найдем делительный диаметр меньшей звездочки:
.
Найдем делительный диаметр большей звездочки:
.
Найдем наружные диаметры:
,
где d1 =25,4 мм – диаметр ролика.
.
Силы, действующие на цепь:
Окружная Р = 4793 Н;
Центробежная Рv = gv2 = 35 Н;
От провисания Рf = 9,81kf g a = 198 H,
где kf = 1,5 при расположении цепи под углом 45о;
Расчетная нагрузка на валы Pв = P + 2 Pf = 5189 Н.
Проверяем коэффициент запаса прочности по формуле:
;
n = 34.
При n3 = 117 об/мин и t = 44,43 мм [n] = 8,1
n3 > [n], что удовлетворяет условию прочности.
1. Детали машин. Методические указания к курсовому проектированию и задания к курсовым проектам и работам для студентов немеханических специальностей заочной формы обучения. С., 1997.
2. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.С. Расчеты деталей машин. Справочное пособие. М., Высшая школа, 1986.
3. Чернавский С.А., Ицкович Г.М., Боков К.Н., Чернин И.М.,
Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин. М.,
Машиностроение, 1979.
4. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. М., Машиностроение, 2003.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.