Файл: Курсовой проект по учебному курсу Механика 4 (курсовой проект) (наименование учебного курса) Студент Е.docx

3.8. Тепловой расчет червячного редуктора

При установившемся режиме работы редуктора все выделяющееся тепло отдается через его стенки окружающему воздуху. Этому соответствует определенный перепад температур между маслом и окружающим воздухом. Тепловой расчет редуктора сводится к сравнению фактического перепада температур с допускаемым. Этому должен предшествовать уточненный расчет КПД редуктора.Определение фактического значения КПД передачи:где угол трения φ определяется в зависимости от фактической скорости скольжения V_скφ=1,588⁰.Значения tgγ= Z₁/q и угла γ определены выше:γ = arсtg Z₁/q = arctg 4/8 = 26^o33’54’’.Тепловой расчет червячного редуктораПри установившемся режиме работы редуктора все выделяющееся тепло должно отдаваться через его стенки в окружающую среду. Расчетная формула для расчета червячной передачи на нагрев, полученная из уравнения теплового баланса, т.е. из равенства теплоты, выделяемой в передаче, теплоте, отводимой в окружающую среду, имеет вид:гдеt_м и [t_м] – температура масла фактическая и допускаемая соответственно, С;t_В – температура окружающего воздуха, С (принимают t_В = 20 С);N₁ – мощность на валу червяка, кВт; – КПД редуктора;k_т – коэффициент теплоотдачи, (при отсутствии искусственного охлаждения );S – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м²; ее можно ориентировочно рассчитать по формуле:S 20∙а_w^1,7

---

= 20∙0,20^1,7 = 1,30 м²

где а_W- межосевое расстояние червячной передачи, м;

ψ – коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса в металлическую плиту или раму, на которой установлен редуктор (принимают ψ = 0,25… 0,3).

Мощность на валу червяка

N₁ = n₁∙T₁/9550 = 584∙143/9550 = 8,77 кВт.



Условие выполняется и передача (редуктор) будет работать без перегрева, но на пределе и требует интенсивной вентиляции рабочего пространства редуктора.

4. Расчет цепной передачи

Исходные данные: Вращающий момент на ведущей звездочке Т₃ = 1022 Нм.Частота вращения ведущей звездочки n₃ = 73 об/мин.Передаточное число U= 2.Цепь – приводная роликовая.Передача расположена горизонтально, ведущая звездочка расположена на выходном валу редуктора; нагрузка спокойная.Для расчета цепной передачи определим мощность на ведущей звездочке

4.1. Проектный расчет

1. Рассчитываем число зубьев ведущей (малой) звездочкиZ₁ = 29-2u = 29-2·2,0 = 25.ПринимаемZ₁ = 27 = Z_табл = 31…27,где Z_табл = 31…27 по табл.3.1 [1]2. Рассчитываем число зубьев ведомой звездочкиZ₂ = 27·2,0 = 54.ПринимаемZ₂ = 54.3. Фактическое передаточное число цепной передачиОтклонение от заданного передаточного числа4. Предварительно выбираем роликовую однорядную цепь нормальной серии.5. По табл. 3.2 [1] при n_i= 73 мин^-1 [Р] = 33 МПа.Для однорядной цепи К_m= 1 по табл. 3.3; К_Д = 1(нагрузка спокойная); K_a= 1 (межосевое расстояние в оптимальном диапазоне); K_H= 1 (передача горизонтальная); K_рег = 1 (передвигающиеся опоры); К_см = 1,5 (периодическое смазывание);

---

К_реж = 1,25 (при двухсменной работе).К_э = К_д·К_а·К_н·К_рег·К_см·К_реж = 1·1·1·1·1,5·1,25 = 1,875Шаг цепи Рассчитанное значение шага цепи округляем до стандартного Р = 38,1 мм.По таблице [1, с.60] принимаем цепь ПР-38,1-12700 ГОСТ 13568-75.6. Межосевое расстояние а = (30…50)Р = (30…50)·38,1 = 1143…1905 ммПринимаем среднее значениеа = 1524 мм.7. Рассчитываем число звеньев цепиПринимаем W=122.8. Фактическое межосевое расстояниеМонтажное межосевое расстояниеа_м = 0,997·а = 0,997·1544 = 1539 мм9. Скорость цепиПо скорости цепи по таблице [1, с.62] уточняем условия смазки цепи. При данной скорости необходимо для хорошего качества смазки применять капельное смазывание и по табл. 3.3 [1] К_см = 1.10. Определяем геометрические размеры звездочек для роликовых цепей по ГОСТ 591-69 (таблица [1, с.63]) Диаметры окружности выступов:D_e1 = P(0,5+ctg(180^º/z₁) = 38,1(0,5+ctg(180^º/27) = 345,016 мм,D_e2 = P(0,5+ctg(180^º/z₂) = 38,1(0,5+ctg(180^º/54) = 673,202 мм.Диаметр окружности впадин:D_i1 = D_d1 - 2r = 328,185-2∙11,221 = 305,744 мм,D_i2 = D_d2 - 2r = 655,26-2∙11,221 = 632,819 мм.Радиус впадин:r = 0,5025d₁+0,05 = 0,5025·22,23+0,05 = 11,221 мм,где d₁ = 22,23 таблица [1, с.60]Радиус закруглений зуба:r₁ = 1,7d₁ = 1,7·22,23 = 37,791 мм.h₁ = 0,8d₁ = 0,8·22,23 = 17,784 мм.b₁ = 0,93 B_вн - 0,15 = 0,93·25,4-0,15 = 23,472 мм.D_c1 = P·ctg(180^º/z₁)-1,2h = 38,1·ctg(180^º/27) - 1,2·36,2 = 282,526 мм.D_c2 = P·ctg(180^º/z₂)-1,2h = 38,1·ctg(180^º/54) - 1,2·36,2 = 610,712 мм.

---

4.2. Проверочный расчет

1. Рассчитываем окружную силу, передаваемую цепью2. По табл. 3.5: [n]_max= 850 мин^-1 при Р = 38,1 мм и n₁ = 73 мин^-1 < [n]_max= 850 мин^-1.3. Рассчитываем число ударов звеньев при набегании цепи на ведущую звездочкупо табл.3.6 [ν] = 20 и условие ν < [ν] выполняется.4. Удельное давление в шарнирах где уточненное значение К_э = 1·1·1·1·1·1·1,25 = 1,25;по табл. 3.7 А = 395 мм².Условие р = 19,8 МПа < [p] = 33 МПа выполняется.5. Статическая прочность цепи где Q = 127000 H по таблице [1, с.60]; q = 5,5;F_v = q∙v = 5,5·1,25² = 9 H;F₀ = 9,81·K_f··a = 9,81·6,3·5,5·1544·10^-3 = 525 H,в которой К_f= 6,3 для горизонтальной передачи.По табл.3.8 [n] = 8,5 Условие n = 18,7 > [n] = 8,5 выполняется.6. Рассчитываем силу, действующую на опору валаF_on= K_ДF_t+ 2F_o= 1,0·6242+2·525 = 7291 H7. Толщина пластины цепигде В = 35,46 мм, В_вн = 25,4 мм по таблице [1, с.60]Амплитуда переменных напряжений:Где h= 36,2 мм, d= 11,1 мм по таблице [1, с.60].8. Принимая β_σ= 1; q = 0,5; α_σ= 2,9;σ_-1 = 200 МПа.K_σ= 1+q(α_σ- 1) = 1+0,5(2,9-1) = 1,95запас прочности9. Рассчитываем удельное давление в шарнирах цепигде К_ц = 1.

---

= 22,7 МПа

Условие P_y > выполняется.

10. Определяем стрелу провисания цепи

f = 0,02·a = 0,02·1544 = 30,9 мм.

5. Расчет и конструирование валов червячного редуктора

Исходные данные:- Вращающий момент на валу червяка Т₁ = 143 Нм (второй вал привода)- Вращающий момент на валу червячного колеса Т₂ = 1022 Нм (третий вал привода)Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям для валов червячного редуктора.

5.1. Общие сведения

Валыпредназначены для передачи вращающего момента вдоль своей оси, поддержания вращающихся деталей и восприятия действующих на них нагрузок.Принимаем валы прямыми ступенчатыми. Червяк выполним за одно целое с валом. Перепад диаметров ступеней определяется диаметрами посадочных поверхностей под ступицы деталей (принимают из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТу) и под подшипники качения (принимают из стандартного ряда диаметров отверстий подшипников), а также достаточностью опорной поверхности торцов деталей для передачи осевых сил или базирования деталей.Переходные участки валов между двумя ступенями разных диаметров выполняют с канавкой для выхода шлифовального круга.

5.2. Проектировочный расчет ведущего вала

Червяк выполним за одно целое с валом. Приняли в качестве материала червяка сталь 40ХН с улучшением и поверхностной закалкой ТВЧ рабочих поверхностей витков до H = HRC 50...55.Принимаем допускаемые напряжения на кручениебыстроходный вал [τ]_к = 20 МПаПо формуле:где: - крутящий момент вала червяка НммПринимаем d_в1 = 35 мм; длина выходного конца (под шкив):l₁ = (1,21,5) d_в1 = (1,21,5)35 = 4252,5 мм,принимаем l₁ = 58 мм.Диаметр вала под уплотнением и подшипником:d_П1 = d_в1+2t = 35+22,5 = 40 мм,где t = 2,5 мм – высота буртика;принимаем конструктивно, с учетом больших осевых усилий, d₂ = 45 мм:длина вала под уплотнением:l₂  1,5 d_П1 = 1,545 = 67,5 мм,принимаем l₂ = 70 мм.

---