[σ_0F] = [σ_0F]’K_FL (3.8)

Принята 7-я степень точности. Коэффициенты: концентрации нагрузки K_Нβ

= 1; динамической нагрузки K= 1,2.

Межосевое расстояниеиз расчёта по контактным напряжениям a_w, мм:

a_w = 61((Т₂K_Н) / [σ_Н]²)^(1/3) (3.9)

Делительный диаметр червяка d₁, мм:

d₁ = mq, (3.10)

где q – коэффициент диаметра червяка.



Рисунок 3.2 – Червячное зацепление
q = z₂ / 4 (3.11)

m = 2a / (z₂ + q) (3.12)

где а – делительное межосевое расстояние.

а = 0,5m(z₂ + q). (3.13)

Коэффициент смещения инструмента х₂:

х₂ = (а_w – а) / m. (3.14)

Начальный диаметр червяка d_w1, мм:

d_w1 = (q + 2x₂)m. (3.15)

Диаметр вершин колеса d_a2, мм:

d_a2 = m(z₂ + 2 + 2x₂). (3.16)

Диаметр впадин колеса d_f2, мм:

d_f2 = m(z₂ - 2,4 + 2x₂) (3.17)

Начальный угол подъёма винтовой линии y_w:

γ_w = arctg(z₁ / (q+ 2x₂)) (3.18)

Делительный угол подъёма винтовой линии y:

γ = arctg(z₁ / q). (3.19)

Делительный диаметр колеса d₂, мм:

d₂ = mz₂. (3.20)

Максимальный диаметр колеса d_ам2, мм:

d_ам2 = d_a2 + 6m / (z₁ + 2). (3.21)

Диаметр вершин червяка d_a1, мм:

d_a1 = m(q + 2). (3.22)

Диаметр впадин червяка d_f1, мм:

d_f1 = m(q – 2,4). (3.23)

Длина нарезной части червяка b₁, мм:

b₁ = (11 + 0,06z₂)m. (3.24)

Ширина венца колесаb₂, мм:

b₂ = 0,75d_a1 (3.25)

Угол обхвата червяка:

2δ = 2b₂ / (d_a1 – 0,5m). (3.26)

Рабочее контактное напряжение σ_Н, МПа:

σ_Н = (475 / d₂)(T₂K_H / d_w1)^(1/2) ≤ [σ_Н]. (3.27)

Окружное усилие на червяке, равное осевому усилию на колесеF_t1 = F_a2, H:

F_t1 = F_a2 = 2T₁ / d₁. (3.28)

Окружное усилие на колесе, равное осевому усилию на червякеF_t2 = F_a1, H:

F_t2 = F_a1 = 2T₂ / d₂. (3.29)

Радиальное усилие F_r, H:

F_r = F_t2tgα / cosγ_w (3.30)

Эквивалентное число зубьев колесаz_v2:

z_v2 = z₂ / cos³γ_w. (3.31)

Рабочее изгибное напряжение σ_0F, МПа:

σ_0F = 0,6F_t2K_FY_F/ (b₂m) ≤ [σ_0F]. (3.32)

---

Механический КПД червячной передачиη:

η = 0,95tgγ_w / tg(γ_w + ρ’). (3.33)

где ρ’ – приведённый угол трения.

В данном случае, что бы не было перегрева редуктора, требуется внешнее охлаждение…..

В данном курсовом проекте расчёт червяка выполнен с помощью компьютерной программы APMWINMACHINEв модуле TRANS.

Результаты расчётов приведены в приложении А.

4ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Ориентировочным способом следует рассчитывать все валы привода. Из расчёта по касательным напряжениям определяется диаметр вала d, мм:

, (4.1)

гдеТ— крутящий момент на соответствующем валу (Т_I, T_II и т.д.), Нмм, он равен вращающему моменту; — допускаемое касательное напряжение; для червяка рекомендуется = 10...12 МПа, для опасного сечения следует принимать, для хвостовика вала = 25 МПа.

Исходные данные: T_I=483,6Н·м,T_II=5051,31Н·м,.

Рассчитан быстроходный вал редуктора. Ступенчатая конструкция быстроходного вала представлена на рисунке 4.1.



Рисунок 4.1–Эскиз быстроходного вала редуктора

Ступенчатый вал должен имеет три ступени: подступичную частьd₁(головку), опорные участки d₂и выступающую часть d₃(хвостовик). Для обеспечения осевой фиксации деталей, собираемых на валу, а также возможности съёма подшипника разность диаметров соседних участков вала должна быть d = 5...12 мм в интервале диаметров d= 20...80 мм.

Диаметр хвостовика вала I по формуле (56):

.

Диаметр шейки вала I принят 55мм

Диаметр червяка



Диаметр гладкого вала II:

мм.

Выходной вал редуктора проектируем гладким (рисунок 4.2).

Рисунок 4.2 – Эскиз тихоходного вала редуктора

Диаметр гладкого вала: Принят 110мм

---

5 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРа

Эскизная компоновка редуктора выполняется по результатам выполненных расчетов и полученными геометрическими параметрами деталей передач, а так же с некоторым предвидением конструктивных решений. Эскизы следует выполнять в двух проекциях.

Компоновочный чертеж размещается в одной проекции – разрез по осям валов. Предпочтителен масштаб 1:1.

Исходными данными компоновки являются: максимальный крутящий момент редуктора, межосевые расстояния, диаметры колес, ширина колес, диаметры валов, рассчитанные ориентировочным способом, и другие параметры, необходимые для выполнения эскиза.
Особенностью конструкции является использование радиально-упорных подшипников и назначение расстояния между опорами червяка без учета длины червяка.

Эскизную компоновку выполняют в следующем порядке:

1. 
   Вычерчивают оси быстроходного и тихоходного валов, располагая их на межосевом расстоянии a_w, a_w=200мм.
   
2. 
   Вычерчивают контуры червячного колеса, тихоходного вала, радиально-упорных подшипников средней серии, поставленных «враспор», и зазоры. Толщину стенки корпуса из чугунного литья, отвечающего требованиям технологии литейного производства и необходимых прочности и жесткости, определяют по эмпирической зависимости:
   

, (6.1)

где Т_тх – крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Т_тх=2524,35 Н·м.



_{Принимаем δ=12мм.}

Толщина стенки крышки корпуса

(6.2)



Намечают внутренние стенки редуктора, назначая расстояние от них до торцов колес либо их ступиц Δ₂=0.8δ и минимальное расстояние до венцов колес Δ₃≥1,25δ.

Δ₂=0.8·12 = 9,6мм=10мм;

Δ₃=1,25·12 = 15 мм.

Принимаем Δ₃= 15мм.

Расстояние между линиями действия реакций опор L₂ определяется измерением элементов.

3. 
   Вычерчивают контуры червяка, быстроходного вала, выполняемого обычно заодно с червяком, и проектируют подшипниковые узлы. На червяк действуют значительные осевые нагрузки, поэтому один из вариантов опор – радиально-упорные подшипники, поставленные «враспор»
   
4. 
   Задают расстояние между серединами опор червяка по соотношению:
   

---

(6.3)

5. 
   Назначают роликовые конические однорядные подшипники средней серии, одинаковые для обеих опор, и выписывают размеры d×D×B×r, таблица 6.1; расстояние от внутренней стенки редуктора до торца подшипника следует принимать Δ₄=(2…12)мм. Принимаем Δ₄= 10мм.
   

Таблица 6.1 - Подшипники

№ вала	Подшипник	Размеры, мм
		d	D	B	r
I	67511А ГОСТ 27365-87	55	100	25	2,0
II	67222А ГОСТ 27365-87	110	200	38	3,0

6. 
   Конструируют подшипниковый узел для определения размеров консоли. Ориентировочно длину консоли (расстояние от середины подшипника до середины ступицы) назначают
   

-для быстроходного вала:

l_к.б.=(2.2…2.5)d, (6.4)

где d - внутренний диаметр подшипника. В процессе второй эскизной компоновки длину консоли уточняют.

l_к.б.=(2,2…2,5)· 55=(121…137,5)мм;

принято l_к.б.= 130мм.

-для тихоходного:

l_к.т=(1.9…2.2)∙d₃ (6.5)

l_к.т=(1.9…2.2)∙110 = (209…242)

принято l_к.т= 220 мм

Эскизная компоновка приведена в приложении Г.

6 ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Согласн заданию для расчетов выбран тихохдный вал редуктора.

Цель приближенного расчета является получение более достоверных результатов, чем в ориентировочном расчёте, так как диаметр вала определяют из расчёта на сложное напряженное состояние при действии крутящего и изгибающего моментов.В данном разделе исходными данными расчёта являются: силы, действующие на червяк, шкив, расстояния между линиями действия всех сил, диаметры колёс.

Этапы приближённого расчёта валов.

А. Выполнение эскизной компоновки редуктора.

Б. Составление расчётных схем сил, действующих на вал в двух взаимноперпендикулярных плоскостях.

В. Определение реакций опор R в двух плоскостях, радиальных F_r и осевых F_a нагрузок на подшипники.

Г. Построение эпюр изгибающих моментов

---

M в двух плоскостях и эпюры крутящих моментов T.

Д. Определение приведенного момента в расчётном (опасном) сечении:

(6.1)

где – коэффициент, учитывающий соответствие циклов касательного (от крутящего момента Т) и нормального (от изгибающего момента М) напряжений; при реверсивной работе привода  = 1, для нереверсивного привода в предположении частого включения и выключения электродвигателя  = 0,7.

Е. Определение диаметра вала в опасном сечении.

, (6.2)

где –допускаемое нормальное напряжение, для наиболее распространенных марок сталей = 50...60 МПа; верхнее значение принимают для вала-шестерни из высокопрочного материала.

6.1 Расчет тиходного вала

Исходные данные: крутящий момент Т_I=5051Н·м

Решение:

1)Составлена расчётная схема вала (рисунок 8). На схеме нагружения валов (рисунок 8,а)действующие силы приложены в соответствии с кинематической схемой на рисунке 1.

2)Определены реакции и моменты в плоскостиZOY. Силы, действующие в направлении Z, показаны на рисунке 8, б. Реакции опор R_А1и R_В1 определены из двух уравнений равновесия. Третье уравнение использовано для проверки.

Осеваясила на тиходном Fa приведена к моменту:

m₁ = Fa∙d/2 = 9746.901 ∙ 0,3024 /2 = 1474Н (6.3)

Уравнение моментов сил относительно опоры 1:

, (6.4)

откуда



Уравнение моментов сил относительно опоры 2:

, (6.5)

откуда



Проверочный расчёт выполнен по уравнению проекций:

_{Σz = 0; RA1 + RB1 – Fr1 – Fr2 = 11777+ 455–12327= 0 (6.6)}

Полученное значение равно нулю. Эпюры изгибающих моментов

(рисунок 8, в) построены на растянутых волокнах. Значения моментов M_z:

Участок №1 0 ≤ х1 ≤ 0.258

M_z = R_A1∙x1 (6.7)

M_z(0) = 0 H∙м; M_z(0,385) =455 ∙ 0,159 =72H∙м

Участок №2 0 ≤ х2 ≤ 0,159

M_z = R_b2∙x2 (6.8)

M_z

---

Смотрите также файлы

• Задание Для исследования выберите любое предприятие.docx

• Планеты земной группы. Планеты гиганты. Малые тела солнечной системы.doc

• Методические указания по выполнению лабораторной работы Измерение ширины запрещенной зоны методом температурного сканирования.pdf

• Инструкция по выполнению задание выполняется, опираясь на лекции по Разделу ii (темы 913), материалам основной и дополнительной литературы..docx

• Бекітемін Келісемін аралды Мектеп директоры Мектеп директорыны оу ісі дістемелік бірлестік.docx