2.Основные размеры венца червячного колеса.

—Делительный диаметр:

d₂=z₂ m (17)

d₂=32 8=256мм

—Диаметр вершин зубьев:

d_a2=d₂+2 m (18)

d_a2=256+2 8=272мм

—Диаметр впадин зубьев:

d_f2=d₂-2,4 m (19)

d_f2=256-2,4 6,3=236,8мм

—Наибольший диаметр червячного колеса:

d_aM2<d_a2+6 m/(z₁+2) (20)

d_aM2<256+6 8/(4+2)

d_aM2<280мм

Примем d_aM2 =280мм

—Ширина венца колеса:

z₁=4  b₂₌0,67d_a1 (21)

b₂₌0,67 80

b₂₌ 53,6 мм

Примем b₂=54 мм

3.Расчет скорости скольжения.

V_s=V₁/cos (22) , где V₁=d₁n₁/60 (23)

V₁=3,14 0, 06 959/60=3.19 м/c

V_s=3.19/0,9524=3.35 м/с

VII.Расчет допускаемых контактных напряжений для червячных колес.

Уточняем [_Н] при V_s=3.35 м/с:

[_Н]=138МПа (табл.4.9[1])

VIII.Уточнение КПД редуктора.

КПД редуктора уточняем по формуле:

(0,950,96) tg/tg(+) (24) , где –приведенный угол трения, определяемый опытным путем.

=130–200 для V_s=3.35м/с (табл.4.4[1]). Примем =130

0,95 0,5/tg(2634+130)=0,8724 87,24%

IX.Проверка контактных напряжений.

_H=170q/z₂ (T₂ K (z₂/q+1)³)/a_w³ < [_H] (25)

_H=170 8/32 (229 1,217 (32/8+1)³)/160³ =127МПа

127МПа <167МПа

Результат проверяем по формуле: 0,15(_Н-_Н)/_Н0,05 (26)

(167-127)/167=0,13 – результат удовлетворительный.

Х.Расчет зубьев червячного колеса на выносливость по напряжениям изгиба.

_F=1,2 T₂ K Y_F /z₂ b₂ m²<[_F] (27) , где _F–расчетное напряжение изгиба; Y_F– коэффициент формы зуба, принимаемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев червячного колеса z_v=z₂/cos³ (28); – коэффициент, учитывающий ослабление зубьев в результате износа; _F – допускаемое напряжение изгиба,  _F=_-1F при работе зубьев обеими сторонами. =1,0 для закрытых передач.

z_v=32/cos³2634=32/0,8639=37,04

По табл.4.5 1 определяемY_F: примем z_v= 45 , Y_F=2,22

Итак, _F=(1,2 229 Н м 1,217 2,22 1,0)/(32 0,6м (0,008)²м²=7,2МПа

_F=27.69па

Должно соблюдаться условие: _F_F

7,227.69 – условие выполняется

V. Расчет и конструирование валов.

1). Расчет выходных концов вала.

Исходные данные:

[ τ ] = 15-20 МПа

М₁ = 30,1 Н*м

М₂ = 229 Н*м

Сталь 45

а). Ведущий вал:

τ = М_кр1 / W = М_кр1 /0,2*d³ < [ τ ]

d_в1 = (М_кр1/0,2*[ τ ]) ^1/3 = (30,1*1000/0,2*20) ^1/3 = 20,6 мм

Помимо кручения вал работает на изгиб, и поэтому рассчитанный конец вала увеличивают на 15 – 20 %.

d_в1 = (1+0,2)* d_в1 = 1,2*20,6 = 25 мм

Принимаем 25 мм

в). Ведомый вал: d_в1 = 45 мм

τ = М_кр2/ W = М_кр2/0,2*d³ < [ τ ]

d_в2 = (М_кр2/0,2*[ τ ]) ^1/3 = (208*1000/0,2*20) ^1/3 = 40,5 мм

Помимо кручения вал работает на изгиб, и поэтому рассчитанный конец вала увеличивают на 15 – 20 %.

d_в2 = (1 + 0,2) * d_в2 = 1,2* 40,5 = 45 mm

Полученное значение округляем до ближайшего значения: 45 мм

Муфта МФД.

2). Конструирование вала:

Исходные данные:

d_в1 = 25 мм

d_в2 = 45 мм

М₁ = 30,1 Н*м

М₂ = 229 Н*м

[ σ ]_см. = 100 МПа

[ τ ]_ср. = 60 МПа

1). Расчет ступицы колеса:

Длина ступицы:

l_ст. = (1,4  1,6)*d_в

Принимаем:

l_ст. = 1,5*d_в = 1,5*45 = 60 мм

Диаметр ступицы:

d_ст. = (1,6  1,8)*d_в

Принимаем:

d_ст. = 1,7*d_в = 1,7*45 = 68 мм

2). Расчет и подбор шпонки.

Шпонка служит для передачи вращательного момента от колеса на вал или наоборот, а также препятствует прокручиванию.

В курсовом проекте используется призматическая шпонка.

По ГОСТу 23360 - 78 на стр. 169 выбираем шпонку со следующими размерами:

b = 6 мм

h = 6 мм

t₁ = 5,0 мм

t₂ = 3,3 мм

S * 45⁰ = 0,25  0,40 мм

Расчет длины шпонки:

l_шп. = l_ст. – (5  10) мм

l_шп. = 85 – 5 = 80 мм

Принимаем l_шп. = 80 мм

Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т. е. должно выполняться условие:

σ_см. = Р/F_см. < [ σ ]_см., где Р = 2*М/d_в2*(h - t)*(l_шп - b)– окружная сила

Fсм. – площадь смятия = (h - t)*(l_щп - b)

Проверяем условие прочности на смятие:

σ_см. = 2*М/d_в2*(h - t)*(l_шп - b) < [ σ ]_см.

σ_см. = 2*229*1000/45*(6 – 3,3)*(80 - 12) = 56 МПа < 100 МПа

Условие выполняется

Проверяем условие прочности на срез:

τ_ср. = Р/ F_ср = Р/ l_шп. * b = 2*М/ d_в * l_шп * b < [ τ ]_ср

= 2*229*1000/45*80*12 = 21 МПа < [τ_ср ]_ср = 60 МПа

Условие выполняется

3). Подбор подшипников:

Исходные данные:

d_в = 45 мм

В связи с наличием в зацеплении осевой составляющей мы выбираем радиально – упорные подшипники, а именно шарикоподшипники легкой серии, с углом контакта  = 12⁰

По ГОСТу 831 – 75 на стр. 399 имеем:

Условное обозначение: 36211

d = 45 мм

D = 90 мм

В = 20 мм

Т = 20 мм

4). Подбор крышки подшипника

Исходные данные:

d_в = 45 мм

D = 90 мм

Крышка подшипника служит для герметизации узла подшипника, а также для регулировки подшипника.

Главное условие подбора крышки : D_{нар. подш.} = D_крышки

D₁ =90 мм

D₃ = 70 мм

D₄ = 51 мм

d = 9 мм

D₅ = 67 мм

L = 8 мм

C = 1,0 мм

r = 0,6 мм

d₁ = 15 мм

d₂ = 20 мм

n = 6 мм

H = 18 мм

h = 6 мм

B = 11 мм

a = 5 мм

D₂ = 130 мм

b = 4 мм