Курсовая работа: Привод к лебедке
Межосевое расстояние аW, мм определяем по формуле
аW = 61 × , (35)
где Т2 - вращающий
момент на валу червячного колеса, Т2 = 231,16 Нм
аW = 61 ×
= 132,029 мм
Принимаем по ГОСТ аW = 140 мм
Число витков червяка при Uч = 16 (стр.21 [2]) принимаем Z = 2.
Число зубьев червячного колеса Z2, определяем по формуле
Z2
= Z1 ×
Uч, (36)
Z2
= 2 × 16 = 32
Принимаем Z2
= 32
Модуль зацепления m, мм определяем по формуле
m = (1,4…1,7) × аW / Z2, (37)
m = (1,4…1,7) × 140/32
= (6,56….7,43) мм
Округляем в большую сторону m =7 мм.
Коэффициент диаметра червяка q, определяем по формуле
q = (2 × аW/m) - Z2, (38)
q = (2 × 140/7)
- 32 = 8
Принимаем q = 8
Коэффициент смещения инструмента
х, определяем по формуле
Х = (аW/
m) - 0,5 ×
(q + Z2), (39)
Х = (140/4) - 0,5 × (8 + 32) = 0 > - 1, условие не выполняется
Фактическое передаточное число Uф, определяем по формуле
Uф
= Z2/Z1,Uф = 32/2 = 16 (40)
Отклонение ΔUф = 100% (Uф -
U) / U =
0% < 4%
Фактическое межосевое расстояние
аWф, мм определяем по формуле
аWф
= 0,5 × m × (q + Z2 + 2 × Х), (41)
аWф
= 0,5 × 7 × (8 + 32 + 2 ×
0) = 140 мм
Делительный диаметр червяка d1, мм определяем по формуле
d1
= q × m, (42)
d1
= 8 ×7 = 56 мм
Начальный диаметр червяка dW1, мм определяем по формуле
dW1
= m × (q + 2 × Х), (43)
dW1
= 7 × (8 + 2 × 0) =56 мм
Диаметр вершин витков червяка d а1, мм определяем по
формуле
d а1 = d1
+ 2 × m,
(44)
d а1 = 56 + 2 ×
7 = 70 мм
Диаметр впадин витков червяка d F1,
мм определяем по формуле
d F1 = d1
- 2.4 × m,
(45)
d F1 = 56 - 2,4 × 7 = 39,2 мм
Делительный угол подъема линии
витков червяка Y, o
определяем по формуле
Y = arctg (Z1
/q), (46)
Y = arctg (2/8) =14 o03 /
Длина нарезаемой части червяка b1, мм определяем по формуле
b1
= (10 + 5,5 × |Х| + Z1) ×
m + С, (47)
где Х = 0, С = 0
b1
= (10 + 5,5 × |0| + 2) × 7 + 0 = 84 мм
Делительный диаметр червячного
колеса d2, мм определяем по формуле
d2
= d W
2 = m × Z2,
(48)
d2
= d W
2 = 7 × 32 = 224 мм
Диаметр вершин зубьев червячного
колеса d а2, мм
определяем по формуле
d а2 = d2 + 2 × m × (1 + Х), (49)
d а2 = 224 + 2 ×
7 × (1 + 0) = 238 мм
Наибольший диаметр червячного
колеса d АМ, мм
определяем по формуле
d АМ ≤ d а2 + 6 ×
m / (Z1 + 2), (50)
d АМ ≤ 238 + 6 ×
7/ (2 + 2) = 248,5 мм
Диаметр впадин зубьев червячного
колеса d F2,
мм определяем по формуле
d F2 = d2
- 2 × m × (1,2 - Х), (51)
d F2 = 224 - 2 × 7 ×
(1,2 - 0) = 207,2 мм
Ширину венца червячного колеса b2, мм, при Z1 =2,
определяем по формуле
b2
= 0,355 × аW,
(52)
b2
= 0,355 × 140 = 49,7 мм
Принимаем b2
= 48 мм
Радиусы закруглений зубьев червячного
колеса Rа и RF,
мм определяем по формулам
Rа
= 0,5 × d1
- m, (53)
Rа
= 0,5 × 56 - 7 = 21 мм
RF = 0,5 × d1 + 1,2 ×
m
RF = 0,5 × 56 +
1,2 × 7 = 36,4 мм (54)
Условный угол обхвата червяка
венцом колеса определяем по формуле
sin σ = b2/ (d а1 - 0,5 × m), (55)
sin σ = 48/ (70-0,5 × 7) = 0,721805
Угол σ = 46
o 12, 2 × σ = 92 o24/< 120 о
Коэффициент полезного действия
червячной передачи ŋ, определяем по формуле
ŋ = tgY/
tg (Y +
φ), (56)
где φ - угол трения
зависящий от скорости скольжения.
Скорость скольжения Vs, м/с определяем по формуле
Vs =
Uф ×
ω2 × d1 / (2 × cos y × 10 3), (57)
Vs = 16 × 9,39 × 56/ (2 ×
cos (14 o
03 /) × 1000)
= 4,34 м/с
По таб.4.9 c
74 [1] выбипаем φ = 1 o50 /.
Тогда по формуле (56)
ŋ = tg
(14 o 03 /)
/ tg (14 o 03 /+ 1 o 50 /) = 0,9
Проверим контактные напряжения зубьев
колеса
σ H =
340 × < [σ]
H, (58)
где К - коэффициент
нагрузки, зависящий от окружной скорости, К = 1
Окружную силу на колесе Ft2, кН определяем по формуле
Ft2
= 2 × T2
× 10 3/d2, (59)
Ft2
= 2 × 231,16 × 1000/224 = 2,0639 кН
Окружную скорость червячного
колеса Vs, м/с определяем по формуле
Vs
= ω2 × d2/ (2 ×
10 3), (60)
Vs = 9,39 × 224/2
× 10 3 = 1,05 м/с <
3 м/с
Найденные значения подставляем в
формулу (58)
σ H =
340 × =
137,91 Н/мм 2 < [σ] H = 151 Н/мм 2
Недогруз 100% × ([σ] H - σ
H) / [σ] H
100% × (151 - 137,9) / 151 = 8,67% < 15% условие выполняется.
Проверим напряжения изгиба
зубьев колеса
σ F =
0,7 ×
YF × Ft 2 × K/ (b2 × m) < [σ] F, (61)
где YF
- коэффициент формы зуба колеса, определяемый по таб.4.10 [1] в зависимости от эквивалентного
числа зубьев.
Эквивалентное число зубьев Zυ 2, определяем по формуле
Zυ 2 = Z2/ (cos y) 3,
(62)
Zυ
2 = 32/ cos 3
(14 o 03 /)
= 35,05
Тогда YF
= 1,64.
Подставляем найденные значения в
формулу (61)
σ F =
0,7 × 1,64 × 2063,9 ×
1/ (48 × 7) = 7,05 Н/мм 2
< [σ] F = 112 Н/мм 2
При проверке на прочность
получаем σ H < [σ]
H, σ F <
[σ] F,
следовательно, рассчитанная червячная передача соответствует рабочим нагрузкам.
Таблица 3 - Параметры червячной
передачи
Межосевое расстояние аW= 140 мм Модуль m = 7 мм
|
Червяк |
Колесо |
Параметр |
Знач. |
Параметр |
Знач. |
Делительный диаметр d1, мм
|
56 |
Делительный диаметр d2, мм
|
224 |
Начальный диаметр d W 1,, мм
|
56 |
Диаметр вершин зубьев d а2,
мм
|
238 |
Диаметр вершин витков d а1,
мм
|
70 |
Наибольший диаметр колеса d АМ, мм
|
248,5 |
Диаметр впадин витков d F1, мм
|
39,2 |
Диаметр впадин зубьев d F2, мм
|
207,2 |
Делительный угол подъема линии витков Y |
14 o 03
/
|
Ширина венца при b2, мм
|
48 |
Длина нарезаемой части червяка b1,
мм
|
84 |
Радиусы закруглений зубьев Rа,
мм
RF, мм
|
21
36,4
|
КПД червячной передачи η |
0,9 |
Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2× σ |
92 o28 /
|
Контактные напряжения зубьев колеса σ H, Н/мм 2
|
137,91 |
Напряжения изгиба зубьев колеса σ F, Н/мм 2
|
7,05 |
Проектный расчет
Межосевое расстояние аW, мм определяем по формуле
аW ≥ Ка ×
(U + 1) × , (63)
где Ка - вспомогательный
коэффициент для косозубых передач, Ка = 43;
ψа - коэффициент
ширины венца колеса, при консольном расположении колеса ψа = 0,2……0,25
принимаем ψа =
0,25;
U - передаточное
число, U2 = 2,5;
Т - вращающий момент на валу
ведущей звездочки, Т3 =543,51 Н м;
[σ]
H - среднее допускаемое контактное напряжение,
[σ] H = 456,8
Н/мм 2;
КHb - коэффициент
неравномерности нагрузки по длине, КHb = 1,05.
аW ≥ 43 ×
(2,5 + 1) × = 174,65 мм
Округляем расчетное межосевое
расстояние до стандартного аW = 180 мм.
Модуль зацепления m, мм определяем по формуле
m ≥ 2 × Km × T3 × 10 3/ (d2
× b2
× [σ]
F), (64)
где Km
- вспомогательный коэффициент, Km = 5,8.
Делительный диаметр колеса d2, мм определяем по формуле
d2
= 2 × аW × U1 / (U1 + 1),
(65)
d2
= 2 ×180 × 2,5/ (2,5 + 1) = 257,14 мм
Ширину венца b2,
мм определяем по формуле
b2
= ψа × аW, (66)
b2
= 0,25 × 180 = 50,4 мм
Подставляем найденные значения в
формулу (64)
m ≥ 2 × 5,8
× 543,51 × 10 3/ (257,14 ×
50,4 × 170,75) = 2,85 мм
Принимаем m =3 мм.
Угол наклона зубьев βмин,
о определяем по формуле
βмин = arcsin (3,5 × m / b2), (67)
βмин = arcsin (3,5 × 3/50,4)
= arcsin (0, 20833) = 12 о02 /
Числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2: определяем
по формулам
Z1
= Z / (1 + U1), (68), Z1 =
117/ (1 + 2,5) = 33,43
Принимаем Z1
= 33
Z2
= Z - Z1,Z2 = 117 - 33 = 84
Суммарное число зубьев Z определяем по формуле
ZS = 2 × аW × cos βмин / m, (69)
ZS = 2 × 180 ×
0,9781/3 = 117,37
Принимаем ZS = 117
Уточненный угол β, о
определяем по формуле
β = arcos
(ZS × m /2 × aW), (70)
β = arcos
(117 × 3/2 × 180) = 12 о 51 /
Фактическое передаточное число Uф и его отклонения от заданного ΔU определяем по формулам
Uф
= Z2/ Z1,
(71), Uф = 84/33 =2,55
ΔU = (Uф -U)
× 100% / U £ 4%, (72)
ΔU = (2,55 - 2,5) ×
100% / 2,5 = 1,82% £ 4%
Фактическое межосевое расстояние
аW, мм определяем по формуле
аW = (Z1 + Z2) ×
m/ (2 × cos β), (73)
аW = (33 + 84) × 3/
(2 × 0,9781) = 180 мм
Делительный диаметр шестерни d1, мм определяем по формуле
d1
= m × Z1/cos β, (74)
d1
= 3 × 33/0,9781 = 101,5 мм
Диаметр вершин зубьев шестерни dа1, мм определяем по формуле
dа1
= d1 + 2 ×
m,
dа1
= 101,5 + 2 × 3 = 107,5 мм (75)
Диаметр впадин зубьев шестерни df1, мм определяем по формуле
df1
= d1 - 2,4 ×
m, (76)
df1
= 101,5 - 2,4 × 3 =94,3 мм
Ширина венца шестерни b1, мм определяем по формуле
b1 =
b2 + 4, (77)
b1
= 50 + 4 = 54 мм
Принимаем b1
= 54 мм.
Делительный диаметр колеса d2, мм определяем по формуле
d2 =
m × Z2/cos
β, (78)
d2
= 3 × 84/0,9781 = 258,5 мм.
Диаметр вершин зубьев колеса dа2, мм определяем по формуле
dа2
= d2 + 2 ×
m, (79)
dа2
= 258,5 +2 × 3 = 264,5 мм
Диаметр впадин зубьев колеса df2, мм определяем по формуле
df2
= d2 - 2,4 ×
m, (80)
df2
= 258,5 - 2,4 × 3 = 251,3 мм
Ширина венца колеса b2, мм определяем по формуле
b2 =
ψа × аW, (81)
b2 =
0,25 × 180 = 50,4 мм
Принимаем b2
= 50 мм.
Проверочный расчет
Проверим контактные напряжения
зубьев колеса
σ H =
376 × £ [σ] H,
(82)
где КHa
- коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями по
графику рис.4.2 с.63 [1], КHa = 1,1;
КHu - коэффициент динамической нагрузки,
зависящий от окружной скорости и степени точности по таб.4.3 с.62 [1], КHu =
1,1;
КHb - степень точности
зубчатой передачи, в зависимости от окружной скорости.
Окружную скорость Vs, м/с определяем по формуле
Vs
= ω2 × d2/ (2 ×
10 3), (83)
Vs = 3,75 × 258,5/
2 × 10 3 = 0,48 м/с
Тогда по т.4.2 [1] - 9 КHb
= 1,05.
Окружную силу на колесе Ft2, кН определяем по формуле
Ft2
= 2 × T2
× 10 3/d2, (84)
Ft2
= 2 × 543,51 × 10 3/258,5 = 4, 205 кН
Подставляем найденные значения в
формулу (82)
σ H =
376 × = 434,06 Н/мм 2
σ H =
434,06 Н/мм 2 < [σ] H = 456,8 Н/мм 2
Недогруз 100% × ([σ] H - σ H) / [σ] H
100% × (456,8 - 434,06) / 456,8 = 4,98% < 10%, что допустимо.
Проверим напряжения изгиба
зубьев колеса
σ F2 = YF2
× Yb × Ft 2
× KFa × КFb × КFu/ (b2
× m) <
[σ] F2, (85)
Страницы: 1, 2, 3
|