Предыдущая страница реферата | 1  2  3  4  5  6  7  8  9  10  11 | Следующая страница реферата

[pic] (25)

Принимаем q=8. Для правильной работы редуктора необходимо, чтобы было соблюдено условие [2, c. 12]: q ( 0,212·z2

(26)
Условие 8 ( 0,212·32 = 6,7 – верно.

Определяем коэффициент смещения зуборезного инструмента: x= (aw/m) – 0,5·(z2 + q) = 125/6,3 – 20 = –0,16
(27)

На основании полученных предварительных данных производим определение основных геометрических характеристик червячной передачи, необходимых для её последующего конструирования и проверочного расчёта, что представлено в табл. 1.

Таблица 1

Определение основных параметров червячной передачи
|Параметр |Расчётная формула |Расчёт |
|Делительный диаметр червяка |d1=mq |d1=6,3·8=50,4 мм |
|Делительный диаметр |d2=mz2 |d2=201,6 мм |
|червячного колеса | | |
|Начальный диаметр червяка |dw1=m(q+2·x) |dw1=6,3·(8–2·0,16)=48,4 |
|Диаметр вершин витков червяка|da1=d1+2m |da1=50,4+12,6=63 мм |
|Диаметр впадин витков червяка|df1=d1–2,4m |df1=50,4–2,4·6,3=35,3 мм|
|Длина нарезной части червяка |b1((11+0,06z2)m |b1((11+0,06·32)·6,3= |
| | |= 81,4 мм |
|Угол подъёма витков червяка |?=arctg(z1/q) |?=arctg(2/8)=14(09’ |
|Диаметр вершин зубьев колеса |da2=m(z2+2+2x) |da2= 6,3·(32+2–0,32)= |
| | |= 212,2 мм |
|Наибольший диаметр колеса |dam2( da2+6m/(z1+2) |dam2(212,2+6·6,3/4= |
| | |= 221,7 мм |
| Диаметр впадин зубьев колеса|df2 = m(z2–2,4+2x) |df2 = 6,3·(32–2,4–0,32)=|
| | | |
| | |= 184,5 мм |
| Ширина зубчатого венца |b2 = 0,335aw |b2 = 0,335·125=41,9 мм |

Определяем окружные скорости на червяке и колесе: v1 = 0,5·?1·d1·10–3 = 0,5·58,72·50,4·10–3 = 1,48 м/с;
(28) v2 = 0,5·?2·d2·10–3 = 0,5·3,67·201,6·10–3 = 0,34 м/с.

Скорость скольжения: v3 = v1/cos? = 1,48/cos 14(02’ = 1,53 м/с.
(29)

Исходя из найденных скоростей назначаем степень точности червячной передачи – 9 [2, c. 28].

Уточняем КПД передачи по формуле:

[pic] , (30) где ?' = 3(50’ – приведённый угол трения [1, c. 140] .

Находим силы, действующие в зацеплении:
– окружная на колесе, осевая на червяке:[pic] Н;
– окружная на червяке, осевая на колесе: [pic] Н;
– радиальные силы: [pic] Н.

Расчётные контактные напряжения в зацеплении:

[pic] МПа (31) где K=1 – коэффициент нагрузки.

Полученное значение контактных напряжений меньше допускаемого значения, что обеспечит правильную работу редуктора по этому критерию. Для надёжной работы необходимо произвести проверку зубьев на изгиб.
Максимальные изгибающие напряжения в зубе рассчитываем по формуле:

[pic] МПа, где YF – коэффициент формы зуба, который определяется по эквивалентному числу зубьев колеса zv2=z2/cos3?=35 ( YF = 1,64 [2, c.28]; ? – коэффициент, учитывающий износ зубьев, ?=1.

Полученное значение изгибающих напряжений меньше допускаемого, то есть передача требованиям прочности удовлетворяет. Произведём проверку зубьев колеса при кратковременных перегрузках. Соответствующие напряжения будут равны:

[pic] МПа < [?]Hпр = 660 МПа;

[pic] МПа < [?]Hпр = 264 МПа;

Таким образом, выбранные геометрические параметры червячной передачи удовлетворяют всем условиям прочности.

5. Предварительное конструирование редуктора (первая компоновка)

Крутящие моменты на валах редуктора:

Tк2 = Т2 = 1362 Н·м;

[pic] Н·м.

Рекомендуем скачать другие рефераты по теме: реферат принципы, банк курсовых, век реферат.





Предыдущая страница реферата | 1  2  3  4  5  6  7  8  9  10  11 | Следующая страница реферата