Определение допускаемых контактных напряжений.

Определим скорость скольжения:

.

Коэффициент долговечности:

;

N- определяется по формуле:

N=573

Допускаемые контактные напряжения определяются по формулам:

Н/ ;

Т.к. червяк находится в масляной ванне, не уменьшаем;

Н/ ;

4 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

Проектный расчет.

Определим межосевое расстояние по формуле:

,

Принимаем по рекомендации стандартное межосевое расстояние a_w =165 мм.

Количество витков червяка – Z1=2.

Число зубьев червячного колеса определим по формуле:

;

Принимфем значение = 38, для того, чтобы уменьшить коэфициент смещения x;

-Модуль зацепления определим из формулы:

;

Из стандартного ряда (ГОСТ 2144-76) примем значение модуля зацепления m=7.

-Коэффициент диаметра червяка найдем по формуле:

q=0,25*38=9.25

Значение коэффициента диаметра по стандартному, примем q=9.

-Коэффициент смещения инструмента:

;

Условие выполняется.

Уточним фактическое передаточное число:

;

;

Перейдем к расчету фактических размеров передачи:

Фактическое значение межосевого расстояния:

Основные геометрические размеры:

Поверочный расчет зубьев колеса на выносливость по контактным напряженим

 

Определяем коэфициент полезного действия:

- делительный угол, определяется по формуле:

Проверить контактные напряжения зубьев колеса:

Где -окружная сила на колесе, определяется по формуле:

Проверить напряжение изгибов зубьев колеса:

Таблица 4.1 – Параметры закрытой зубчатой цилиндрической передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние, aw, мм		Ширина венца червячного колеса b2	58.57
Модуль зацепления, m		Длина нарезаемой части червяка b1	105.5
Коэфициент диаметра червяка q
Диаметр червяка: делительный d1, мм кначальный dw1, мм вершин витков dа1, впадин витков df1,	63,98 46,2
Делительный угол подъема линии витков червяка	11,31
Диаметр колеса: делительный d2, мм кначальный dw2, мм вершин витков dа2, впадин витков df2,	280,98 250,18
Число витков червяка
Число витков колеса
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения sН, МПа		200,6
Напряжения изгиба, МПа	sF		15,07

 

5 Нагрузки валов редуктора

Определение сил в зацеплении редукторной передачи

Определим окружную силу на колесе редуктора по формуле:

;

Определим окружную силу на червяке из равенства:

Н.

Определим радиальную силу на колесе редуктора по формуле:

H

где a – угол зацепления, по рекомендации [1] принимаем =20^o.

Определим радиальную силу на шестерни из равенства:

Н.

Определим осевую силу на колесе редуктора по формуле:

H

Определим осевую силу на шестерни из равенства:

Н.

 

Определение консольных сил

Определение силы от ременной передачи

Определяем силу давления на вал:

Н.

 

Определение силы от муфты

Определим силу от муфты на тихоходном валу по формуле:

;

Н.

 

6 Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.

Выбор материала валов.

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х.

По табл. 3.2 [1] выбираем следующую сталь: для входного вала сталь 40Х и для выходного вала сталь 45. Характеристики сталей приведены в таблице 7.1.

 

Таблица 7.1 – Характеристика стали

Саль	Термообработка	Твердость	sв	st	s-1
Н/мм2
	Улучшение	269 НВ
40Х	Улучшение	302 НB

 

Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, т.е. при этом не учитываются напряжения изгиба, концентрации напряжения и переменность напряжения во времени. Поэтому по рекомендации [1] напряжения кручения применяют заниженными: [t]_к=10…20 Н/мм².

По рекомендации [1] для входного вала принимаем [t]_к=10 Н/мм²;

для выходного вала принимаем [t]_к=20 Н/мм².

⇐ Предыдущая1234Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: