р колеса
=Z2m, мм=80 * 2,5=200мм
.2 діаметр вершин зубів колеса
=d2 + 2m, мм
=200 + 2 * 2,5=205мм
.3 діаметр западин зубів колеса
=d2-2,4m, мм=200-2,4 * 2,5=194мм
.4 найбільший діаметр колеса
lt; d2 + (bm/(Z1 + 2)), мм
lt; 205+ (6 * 2,5/(2 + 2))=208,75мм
.5 ширина вінця колеса
lt; 0,75 * da1, мм
lt; 0,75 * 55=41,25мм
.6 умовний кут обхвату черв'яка вінцем колеса 2?
?=b2/(da1-0,5 * m)
?=41,25/(55-0,5 * 2,5)=0,94
. Визначається окружна швидкість черв'яка
=( Пі d1n1)/(60 * 1000), м/с
=(3,14 * 50 * 280,15)/(60 * 1000)=0,73м/с
. Визначається фактична швидкість ковзання
=0,73/cos?, м/с
=0,73/cos5,5=0,73м/с
Допускаемая швидкість ковзання для безоловяністих бронз Vs=8м/с за рекомендацією [1, с. 65]
. Визначається фактичне допустиме контактне напруження.
З урахуванням фактичної швидкості ковзання Vs=0,73м/с для БрА9ЖЗЛ по таблиці 4.9 [1, c. 68] [ якась закарлюка ]=179МПа
. Визначається фактичний ККД черв'ячної передачі за формулою
?=0,95 (tg?/tg (? + pl))
де pl- кут тертя визначається за таблицею 4.4 [1, c. 59] з урахуванням швидкості ковзання (Vs=0,73м/с)
?=0,95 (tg5,5/tg (5,5 + 3,1))=0,91
. Вибирається ступінь точності черв'ячної передачі.
За рекомендаціями [2, c. 380] при швидкості ковзання Vs lt; 1,5м/с застосовується восьмого ступінь точності виготовлення черв'ячної передачі.
. Визначаються сили в зачепленні передачі
окружна на черв'яка дорівнює осьової силі на колесі обчислюється за формулою
=Fa2=2T1/d1, Нмм
=2 * 3,64 * 103/50=145,6 Нмм
осьова сила на черв'яка, рівна окружний силі на колесі обчислюється за формулою [2, c. 385, ф 3.194]
Fa1=2T2/d2, Нмм
=2 * 124,14/200=1241,4 Нмм
радіальна сила на черв'яка, рівна радіальної силі на колесі обчислюється за формулою [2, c. 385, ф 3.195]
=Fr2=Ft2 * tg? , Нмм
де? =200 - кут зачеплення=1241,4 * 0,364=451,86 Нмм
Визначається контактне напруження за формулою [1, c. 62, ф 4.23]
? н=170/(Z1/q)? (T2K ((Z2/(q + 1)) 3/aw3), МПа
де К=Кв * Кv - коефіцієнт навантаження; при постійному навантаженні Кв=1 за рекомендаціями [1, c. 65] - коефіцієнт нерівномірного навантаження.=1,15 - коефіцієнт динамічного навантаження, приймається по таблиці 4.7 [1, c 65]. З урахуванням швидкості ковзання
=* 1,15=1,15
? н=170/(80/20)? (124,14 * 103 * 1,15 ((80/(20 + 1)) 3/1023)=178,66 МПа
? н=178,66 МПа lt; [? н]=179 МПа
Міцність зубів забезпечена
Недовантаження становить
? н=([? н] -? н)/[? н] * 100=(179-178,66)/179 * 100=0,22
Що знаходиться в межах норми (менше 15 відсотків)
. Визначаються напруги вигину зубів колеса за формулою
? f2=(1,2T2KYf2)/(Z2b2m2)
Де Yf2=2,08 - коефіцієнт форми зуба визначається для еквівалентного числа зубів по таблиці 4.5 [1, c. 63]=Z2/cos3 гамма =80/cos35,5=82
? f2=(1,2 * 124,14 * 103 * 1,15 * 2,08)/(80 * 41,25 * 2,042)=25,94
? f2 lt; [? f2]
міцність зубів на вигин забезпечена
. 1 Попередній розрахунок валів редуктора
Вихідні дані
. Обертаючий момент на ведучому валу T1=3,64 Нм
. Обертаючий момент на відомому валу Т2=124,14 Нм
. Допустиме дотичне напруження на кручення
для ведучого вала [? к]=10 ... 15МПа
для веденого вала [? к]=15 ... 25МПа
. 1.1 Ведучий вал
Діаметр валу визначається за формулою [1, c. 161, ф 8.16]
в1 gt; 3? ((16Т1)/(? * [? К])), мм
в1 gt; 3? ((16 * 3,64 * 103)/(3,14 * 10))=12,28 мм
За ГОСТ 6636 - 69 [1, c. 161] приймається dв1=13мм
.1.2 Ведений вал
Діаметр кінця валу визначається за формулою [1, c. 161, ф 8.16]
в2 gt; 3? ((16Т1)/(? * [? К])), ммв2 gt; 3? ((16 * 124,14 * 103)/(3,14 * 25))=29,35 мм
Попередньо (до підбору муфти) приймається по ГОСТ 6636- 69 dв2=30мм
Попередньо приймається діаметр валу шийки валу під підшипники=35 мм
Приймається діаметр валу під колесомк2=dn2 + (4 ... 5), ммк2=35 + 5=40 мм
Приймається d...
