- •Разработка кинематической схемы машинного агрегата.
- •Чертеж кинематической схемы
- •Условия эксплуатации машинного агрегата
- •Срок службы приводного устройства
- •2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя.
- •2.2 Определение передаточного числа привода и его ступней
- •2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
- •Выбор материала червячных передач определение допускаемых напряжений
- •Расчет зубчатых передач редукторов.
- •Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
- •Проверочный расчёт
- •Составляем табличный ответ к задаче 4.
- •Расчет п0ликлин0ременн0й передачи
- •Проверочный расчет
- •Параметры поликлиноременной передачи
- •Нагрузки валов редуктора
- •Определение консольных сил
- •Силовая схема нагружения валов редуктора
- •Сразработка чертежа общего вида редуктора
- •Выбор материала валов
- •Выбор допускаемых напряжений на кручение
- •Определение геометрических параметров ступеней валов
Проверочный расчёт
10. Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи
η = = 0.86
где у - делительный угол подъёма линии витков червяка, ɸ- угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения, м/с
vs = 1.1
По таблице 4 9 определяем значение угла ср = 2°00'.
Проверяем контактные напряжения зубьев колеса ан, Н/мм1:
σ=340
где Ft2 - окружная сила в колесе ,Н
Ft2 = 2Т2 * 10i /d2 = 1188,5
К - коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса , м/с
v2=0.33
К=1 при v2<3 м/с
[σ]н - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм1. Уточняется по фактической vs
[σ] Н = 175-35vs= 136,5
σн = 133,03σн < [σ]н
Допускается недонагрузка передачи (σн < [σ]н ) не более 15% и перегрузка (σн > [σ]н) до 5%. Если условие прочности не выполняется то следует выбрать другую марку материала венца червячного колеса и повторить весь расчёт передачи.
Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса σF, Н/мм:
σF= 0,7 YF2*Ft2/ b2 m * K < [σ]F
где YF2 - коэффициент формы зуба колеса. Определяется по табл. 4.10 интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса
zv2 =37,65≈38
YF2= 1,59 , у - делительный угол подъёма линии витков червяка (см 4.1 п.9)
[o]F - допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса, Н/мм
При проверочном расчёте of получаются меньше [σ]F, так как нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.
σf = 4,85
[σ] F = 37,8
Составляем табличный ответ к задаче 4.
Проектный расчёт |
||||
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
Межосевое расстояние aw |
120
|
Ширина зубчатого Венца колеса Ь2 |
41 |
|
Модуль зацепления m |
6,3 |
Длина нарезаемой части червяка Ь1 |
108 |
|
Коэффициент диаметра червяка ш |
6,3 |
Диаметры червяка: делительный di начальный dwi Вершин Витков dal Впадин Витков dfi |
36,69 28,35 52,29 24,57 |
|
Делительный угол витков червяка у, Град. |
17°36' |
|||
Угол обхвата червяка Венцом червяка, 28, град. |
|
Диаметры колеса: делительный d2=dw2 Вершин зубьев da2 Впадин зубьев df2 наибольший dait2 |
201,6 202,86 197,82 221,76 |
|
Число витков червяка z1 |
2 |
|||
Число зубьев колеса z2 |
32 |
|||
Проверочный расчёт |
||||
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчётные значения |
Примечание |
|
Коэффициент полезного действия ƞ |
0,85 |
0,86 |
соответствует |
|
Контактные напряжения он, Н/мм |
136,5 |
133,03 |
недогрузка |
|
Напряжения изгиба aF, Н/мм |
37,8 |
4,85 |
соответствует |