Индивидуальные и групповые автопоилки: для животных. Схемы и конструкции...
История развития пистолетов-пулеметов: Предпосылкой для возникновения пистолетов-пулеметов послужила давняя тенденция тяготения винтовок...
Топ:
Проблема типологии научных революций: Глобальные научные революции и типы научной рациональности...
Оснащения врачебно-сестринской бригады.
Марксистская теория происхождения государства: По мнению Маркса и Энгельса, в основе развития общества, происходящих в нем изменений лежит...
Интересное:
Национальное богатство страны и его составляющие: для оценки элементов национального богатства используются...
Наиболее распространенные виды рака: Раковая опухоль — это самостоятельное новообразование, которое может возникнуть и от повышенного давления...
Принципы управления денежными потоками: одним из методов контроля за состоянием денежной наличности является...
Дисциплины:
2017-12-13 | 261 |
5.00
из
|
Заказать работу |
|
|
И изгибным напряжениям
Находим действующее напряжение в контакте витка червяка и зуба колеса:
Сравнивая действующее напряжение с допускаемым,
σH<σHa, убеждаемся в том, что условие прочности по контактным напряжениям выполнено.
Приведенное число зубьев
Окружная сила на колесе Ft2
Н. |
Значения коэффициентов концентрации КFβ и динамичности нагрузки КFν выбираем в соответствии с рекомендациями [13].
Коэффициент формы зуба для рассчитанного значения приведенного числа зубьев z2ν выбирается по табл. 4.15.
Таблица 4.15 Коэффициенты формы зуба червячного колеса YF
zν | YF | zν | YF | zν | YF | zν | YF |
1,98 1,88 1,85 1,80 | 1,76 1,71 1,64 1,61 | 1,55 1,48 1,45 1,40 | 1,34 1,30 1,27 1,24 |
Тепловой расчет червячного редуктора
Поскольку червячная передача, в отличие от цилиндрических и конических передач, работает с бóльшим тепловыделением, то для предотвращения чрезмерного нагрева масла необходимо проводить тепловой расчет червячного редуктора. Такой расчет носит проверочный характер и заключается в определении температуры масла внутри корпуса редуктора в режиме установившегося теплообмена на основе уравнения теплового баланса.
Окружная скорость
.
Скорость скольжения
м/с. |
Приведенный коэффициент трения между червяком и колесом определяется по табл. 4.16.
Таблица 4.16 Приведенные коэффициенты трения f' и углы трения ρ'
между витками червяка и зубьями колеса
υs, м/с | f1 | ρ1 | υs, м/с | f1 | ρ1 |
0,01 | 0,1 – 0,12 | 5˚40' -6˚50' | 2,5 | 0,03 – 0,04 | 1˚40' - 2˚20' |
0,1 | 0,08 – 0,09 | 4˚30' -5˚10' | 3,0 | 0,028 – 0,035 | 1˚30' - 2˚00' |
0,25 | 0,065 – 0,075 | 3˚40' -4˚20' | 4,0 | 0,023 – 0,030 | 1˚20' - 1˚40' |
0,5 | 0,055 – 0,085 | 3˚10' -3˚40' | 7,0 | 0,018 – 0,026 | 1˚00' - 1˚30' |
1,0 | 0,045 – 0,055 | 2˚30' -3˚10' | 10,0 | 0,016 – 0,024 | 0˚55' - 1˚20' |
1,5 | 0,04 – 0,05 | 2˚20' -2˚50' | 15,0 | 0,014 – 0,020 | 0˚50' - 1˚10' |
2,0 | 0,035 – 0,045 | 2˚00' -2˚30' |
|
Коэффициент полезного действия червячной передачи
Мощность редуктора на выходе
кВт. |
Требуемая мощность на входе в редуктор
кВт. |
Примерную площадь поверхности теплоизлучения А можно получить суммированием площадей элементов корпуса редуктора, используя рекомендованную для этого зависимость [13]:
А = 12а1,7 .
Температура масла в редукторе в отсутствие вентилятора при значении коэффициента теплоотдачи Кt = 12 равна:
°С. |
Если t > ta = 95˚C, то в редуктор необходимо ставить вентилятор или увеличивать площадь поверхности корпуса. Пользуясь данными табл. 4.17 для указанной в условии частоты вращения на входе принимают значение коэффициента теплоотдачи Кt, и рассчитывают температуру масла.
Таблица 4.17 Приближенные значения коэффициента теплоотдачи К1при использовании вентилятора
Частота вращения вентилятора n, об/мин | ||||
Кt, Вт(м2град с) |
Определение геометрических размеров передачи
Диаметр вершин витков червяка
da1=d1+2ham.
Диаметр вершин зубьев червячного колеса
da2 = d2 + 2 (ha + x)m.
Наибольший диаметр червячного колеса
daM2 = da2 + 6m / (z1 + 2).
Длина нарезанной части червяка сначала предварительно определяется по формуле с помощью табл. 4.18, а затем округляется до ближайшего целого значения.
Таблица 4.18 Длина нарезанной части червяка b1
Х | z1 = 1 и 2 | z1 = 3 и 4 |
-1,0 | b1 (10,5+0,06z2)m | b1 (10,5+0,09z2)m |
-0,5 | b1 (8+0,06z2)m | b1 (9,5+0,09z2)m |
0,0 | b1 (11+0,06z2)m | b1 (12,5+0,09z2)m |
0,5 | b1 (11+0,1z2)m | b1 (12,5+0,1z2)m |
1,0 | b1 (12+0,1z2)m | b1 (13+0,1z2)m |
Для расчета ширины венца червячного колеса используется формула
b2 = 2δda1/2,
где δ – угол охвата, равный для силовых передач δ 0,75 рад.
|
Полученное значение округляется до ближайшего целого.
Силы в зацеплении
Окружная сила на колесе Ft2 и осевая на червяке Fa1
Окружная сила на червяке Ft1 и осевая на колесе Fа2
Н. |
Радиальная сила в зацеплении
Н. |
Предварительный расчет валов. Конструирование валов
Выбор материала вала
Валы изготавливают из углеродистых и легированных сталей. При отсутствии термообработки применяют Ст5, для термообработанных валов – стали 40, 45, 40Х. Для тяжелонагруженных валов ответственных машин используют качественные хромистые стали 40ХН, 40ХНМА, 30ХГТ. Быстроходные валы, установленные на подшипниках скольжения, изготавливают из цементованных сталей 20, 20Х, а особо быстроходные валы – из 12ХН3А, 18ХГТ.
Предварительное определение диаметров шеек вала
Предварительный расчет выходного конца вала проводят на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:
где Т – вращающий момент на валу, [τ] – допускаемые напряжения кручения, обычно принимаемые равными [τ]=20-35 Н/мм2. Большие значения принимаются при использовании для изготовления колес легированных сталей.
По данной формуле рассчитывают диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов. Однако, диаметр ведущего вала корректируется исходя из следующих соображений.
d1 |
dдв |
dВ |
dп |
dп |
Рис. 5.1 Вал-шестерня (ведущий вал)
Если вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры вала двигателя dдв и вала редуктора dВ. Как правило, принимают dВ = (0,7-1)dдв. Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента.
dшк |
dп |
dш |
d2 |
dп |
dВ |
Рис. 5.2 Ведомый вал
Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача (так приведено в ряде заданий на курсовое проектирование). В этом случае диаметр вала редуктора рекомендуется принимать равным диаметру вала двигателя или округлять расчетный диаметр в большую сторону до целого значения.
Валы обычно выполняют ступенчатыми с увеличением от концов к среднему сечению, т.к. в этом случае обеспечивается оптимальное сопротивление изгибу. Диаметры остальных шеек вала выбирают из следующих соображений.
|
1) Диаметр шеек под посадку подшипника выбирают по диаметру отверстия внутреннего кольца большим диаметра выходного конца вала с учетом того, что диаметры отверстий в кольцах подшипника, начиная с 20 мм кратны 5.
2) Диаметр шейки под зубчатым колесом dш определяют по выше приведенной формуле для нахождения диаметра выходной шейки вала, но величину касательных напряжений выбирают пониженной [τ]=10-20 Н/мм2.
3) Для фиксации деталей (подшипников, шкивов и зубчатых колес) в осевом направлении служат буртики, высота которых ориентировочно принимается в зависимости от диаметра малой шейки:
d, мм | 20-40 | 40-60 | 60-80 | 80-100 |
h, мм | 3-5 | 5-8 | 7-9 | 7-10 |
4) Радиус галтели (переход от большего диаметра D к меньшему d) в тех местах, где нет посаженных на шейку деталей, выбирается из соотношений:
(D – d), мм | 2-4 | 4-8 | 8-12 | 12-16 | 16-20 |
R, мм | 1-2 | 2-3 | 3-5 | 4-7 | 5-8 |
5) При неподвижной установке на вал какой-либо детали (шкив, зубчатое колесо, звездочка) в месте упора детали в буртик последняя имеет фаску с катетом С, а вал - галтель радиусом R с выдерживанием соотношения C>R. Это обеспечивает плотное прилегание ступицы к буртику. Если на шейку с упором в буртик устанавливается подшипник, либо выполняют условие R1 >R, где R1 – радиус скругления (фаски) внутреннего кольца подшипника, либо на валу выполняют канавку для выхода шлифовального инструмента и обеспечения прилегания к буртику торца кольца подшипника. Последний случай предпочтительнее, поскольку обеспечивает более точную обработку цилиндрической и торцовой поверхностей вала независимо от износа кромки шлифовального круга.
Указанные параметры выбирают из соотношений:
d, мм | 10-15 | 15-40 | 40-80 | 80-120 |
С, мм | 1,5 | |||
R, мм | 1,5 | 2,5 |
6) Размеры выходных концов валов могут быть приняты по рекомендациям, приведенным в [12].
|
|
Состав сооружений: решетки и песколовки: Решетки – это первое устройство в схеме очистных сооружений. Они представляют...
Своеобразие русской архитектуры: Основной материал – дерево – быстрота постройки, но недолговечность и необходимость деления...
Адаптации растений и животных к жизни в горах: Большое значение для жизни организмов в горах имеют степень расчленения, крутизна и экспозиционные различия склонов...
Эмиссия газов от очистных сооружений канализации: В последние годы внимание мирового сообщества сосредоточено на экологических проблемах...
© cyberpedia.su 2017-2024 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста.
Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав. Мы поможем в написании вашей работы!