Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

1. Для оловянных бронз

,
(2.2)

где

С_V –коэффициент учитывающий износ и зависит от скорости.

0,9- червяк цементован.

0,75- червяк закалка ТВЧ

2.Для твердых (безоловянных) бронз

 

(2.3)

где

275- червяк ТВЧ

3. Колесо из чугуна;

-червяка закаленного ТВЧ

- улучшенный червяк.

 

Эквивалентное число циклов нагруженный

N_не = 60·n·t_Σ·Σ[T_i/T_max]⁴·t_i/t=60·n_ΙΙ·tΣ(a₁·b₁⁴+a₂·b₂⁴+…+ a_i·b_i⁴)≤25·10⁷

Где а_I,в_I – коэфицент с графиком нагрузки

Если N_HE>25*10⁷,то его принимает 25*10⁷

Если в исходных данных задан типовой режим нагружений, то эквивалетное число циклов нагружений определяются по формуле.

Определяем допуск напряжение на изгиб

Где предел прочности при растяжении, Мпа:

- эквивалентное число циклов нагружени

-придел прочности при растяжении

Эквивалентное число циклов нагружений

=60*n_II *t_Е*Ԑ(T_I/Tmax)⁴T_I/t=60* n_II * t_Е*(a₁*b₁⁹+a₂*b₂⁹+……+a_i*b_i

При 10⁶,=>N₂=10⁶.

При N_FE>25*10⁷=>N_FE=25*10⁷

Для чугунных колес = 0,22*

Где – предел прочности на изгиб, МПа.

=(0,25*460+0,06*700)* ⁶/10,3*10⁶=1/1,3=120,7 МПа.

N_FE=60*63,6*6351*(0.4*1⁹+0.6*0.7⁹)=0.42421=10.3*10⁶

3.1 Назначение число заходов червяка и число зубьев колеса

Число заходов червяка

U	8-4	16-30	≥31,5
Z1

Принимаем Z₁=2 при U=22,4

Число зубьев колеса

Z₂=Z₁*U=44,8

Принимаем Z₂=45

3.2 Назначение коэффициент диаметра червяка

Коэффициент диаметра червяка при проектном расчете назначают по формуле

q=0,25*Z₂=11,5

Принимаем тандартное значение q=11,2 (стр.9 табл.5)

3.3 Определение межосевого расстояние

a_w=(Z₂/q₁+1)* ² * K*T₂

где К – коэффициент нагрузки=0

К=0,5*(К_В+1)

где К_В – начальный коэффициент концентрации нагрузки

К=0,5*(1,09+1)=1,045

a_w=(45/11,2)*[ /172,5*45/11/2]²*1,045*258,2=124,1мм

принимаем стандартное значение a_w=140мм (2.9)

3.3 Определение модули передачи.

=4,9

принимаем стандартное значение модуля m=5

Определение коэффициент смешение

 

- 0,5(q+Z₂)

– 0,5(112+45)=-0,1

3.4 Определение геометрических размеров червяка и колес

Делительные диаметры шестерни и колеса

; (2.16)

;

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

; (2.17)

.

Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

; (2.18)

Df₂ = m (Z₂-2,4+2*x)=5(45-2,4+2*(-0,1))=212 мм

Ширина колеса.

Пункт 3.5

Принимаем b₂ = 50 мм

Определяем скорость скольжения и КПД червячной передачи.

; = 4,2 м/с

Где V₁ – окружная скорость червяка, м/c

Коэффициент полезного действия червячной передачи.

3.6. Проверка зубья колесо на контрактную прочность.

=

 

Проектный расчёт валов.

Быстроходный вал.

Входной конец вала также необходимо согласовать с диаметром вала электродвигателя и выбранной упругой в тулочно пальцевой муфтой 4A90L4

= 24 мм. – диаметр вала электродвигателя

L ступицы = 50 мм dbx = (0,8 … 1,2) dx

Выбираем муфту

Трасч = Кр × Тном ≤ [T]

где: Кр – коэффициент режима работы муфты

Тном – наиболее длительно действующий крутящий момент, H×m

[T] – допускаемый крутящий момент

Для данной муфты: = 1,5 × 14,4 = 21,6 H×m

Принимаем dbx = 20 мм

Принимаем, согласовывая с диаметром вала электродвигателя муфты

63-24- -2 УЗ ГОСТ 21424 – 83

(муфта упругая, втулочно-кольцевая, допускаемый крутящий момент

[T] = 63 H×m и частота вращения (n) = 5700 , цилиндрическое отверстие в полумуфтах – Ø24 с длиной ступицы и Ø20 с короткой ступицей, климатическое исполнение УЗ), поэтому dbx = 20мм., = 50мм.

Выбираем диаметр подшипников

dп ≥ dbx + 2 × t= 20 + 2 × 3 = 26м

Маркировка подшипников

Л – особенные подшипники (1 – сеператор латунный)

0,6 – внутренний диаметр подшипника

а) начиная с 0,4 × 5 = 20мм => Ø20

0,5 × 5 = 25мм => Ø25

0,6 × 5 = 30мм => Ø30

0,3 => Ø17мм

0,2 => Ø15мм

0,1 => Ø12мм

2 – серия подшипника

· 1 – особо лёгкая

· 2 – лёгкая

· 3 – средняя

· 4 – тяжёлая

О – типы: шариковый, радиальный, однородный

· 1 – радиальный, сферический 2-х рядный, шариковый

· 2 – роликовый, радиальный, с короткими цилиндрическими роликами

· 3 – роликовый, радиальный, 2-х рядный, сферический

· 4 – игольчатый

· 6 – шариковый, однородный, радиальный, упорный

· 7 – роликовый, конический, однорядный

· 8 – шариковый, однорядный, упорный

Принимаем dп = 30мм (принимаем роликовый, конический, однородный подшипник лёгкой серии 7206 с размерами Ø30×62×16; внутренний диаметр - 30мм., наружный диаметр – 62мм., толщина подшипника – 16мм..

Манжета Ø30×52×10

Расчёт шпоночных соединений

Шпоночное соединение с применением шпонок по ГОСТ на срез не рассчитывают, а расчёт ведут только на смятие.

lp = l – 0,5 × b – 0,5 × b = l – b

Напряжение =

F =

= (l – b) ×(h - )

Момент = сила × плечо

T = F ×

F = T: = T× =

×(h - ) = (l – b) × (h – )

Напряжение смятия: Gсм = ≤ [G] см (допуск напряж.)

Шпонки

· Призматические

· Сегментные

· Клиновидные

Шлицевые соединения образуются наружными зубьями на валу и внутренними зубьями на ступице.

Зубья на валу получают фрезерованием, строганием, редко - накатыванием

Зубья в отверстии изготавливают протягиванием или долблением.

По форме боковых поверхностей шпонки делятся на:

· Прямобочные (наиболее распространённые)

· Эвольвентные (более технологичны, передают большие нагрузки)

· Треугольные

Центрирование

· По валу (d) (внутренний диаметр)

· По наружному диаметру (D)

· По ширине шлицов

При твердости HB < 350 (деталь не закалена) чаще всего центрируют по D

При HB > 350 (закалена) центрируют по d

Центрирование по ширине шлица b применяют при больших динамических нагрузках или реверсивных, т.к. нагрузка между зубьями здесь распределяется больше.

Расчет шлицовых соединений

Критерием работоспособности соединения является сопротивление смятию боковых поверхностей. Расчёт ведётся по длительно действующим крутящим моментам t.

Стандартом предусмотрено 3 серии соединений:

· Лёгкая серия

· Средняя

· Тяжёлая

= ≤[G] см.

× e × z

= ≤ [G] см

×D + d×D - d×D - d×d) =

Для прямобочных шлицев:

= ≤ [G] см

Для эвомвельных шлицев:

= ≤ [G] см