Рейтинг@Mail.ru
Rambler's Top100




Не нашли нужную работу? Закажи реферат, курсовую, диплом на заказ

реферат на тему: Проектирование червячной передачи с разработкой методики преподавания в техникумах

скачать реферат

колеса брощу Бр А9ЖЗЛ (отливка в песчанную форму). Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении s5м/с Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [Th]=155Мпа(табл.49[11]). Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы [ок]=КFL[ок]. В этой формуле КFL=0,543 при длительной работе, когда число циклов напряжения зуба N > 25107; [ок]=98Мпа- по табл. 4,8 [11]; [ок] =0,54398=53,3Мпа Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10. Вращающий момент на валу червячного колеса

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К=1,2 Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости (формула (4.19) [11]

Модуль m=2aw/z2+q=2[190/40+10=7,6 Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.2.[11]) стандартные значимые m=8 мм и q=10. Межосевое расстояние при стандартных значимых при стандартных значимых m и q aw=m(q+z2)/2=8(10+40)/2=200 мм Основные размеры червяка: делительный диаметр червяка: d1=qm=10x8=80мм диаметр вершин витков червяка: df1=d1-2,4m=80-2,4x8=60,8 длина нарезанной части шлифованного червяка (формула (4.7.[11] b1(11+0,06z2)m+25=(11+0,06x40)8+25 132,2 мм принимаем в1=132 мм делительный угол подъема витка (по таблице 4.3. [11]): при z1=2 и q=10 =11019. Основные размеры венца червячного колеса: делительный диаметр червячного колеса d2=z2m=40x8=320мм диаметр впадин зубьев червячного колеса df2=d2-2,4 m=320-2,4x8=300,8 мм наибольший диаметр червячного колеса daM2da2+6m/z1+2=336+6x8/22+2=348 мм ширина венца червячного колеса (формула (4.12.)[11] b20,75da1=0,75x96=72мм окружная скорость червяка V1=Gn1/60=3,14x80x10-3x1444/60=6,06 м/с Скорость скольжения V3=V1/cos=6,06/cos 11019=6,15 м/с при этой скорости [Гн]149Мпа (табл. 4.9. [11]) Отклонение 155-149/149х100%=4% к тому же межосевое расстояние по расчету было получено aw=190 мм, а после выравнивание m и q по стандарту было увеличено до aw=200 мм, т.е. на 5%, и пересчет aw (по формуле 4.19. [11]) делать не надо, необходимо лишь проверить Гн. Для этого уточнения КПД редуктора (формула (4.14)[11]): При скорости Vs=6,15 приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка (табл. 44[11]) f=0,020х1,5=0,03 и приведенный угол трения р=1043. КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызчивание и перемешивания масла

По таблице 4.7[11] выбираем 7-ю степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности Кv=1,1 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (формула (4.26) [11]) : где коэффициент деформации червяка при q=10 и z=2 по таблице 4.6. [11] =86 Примем вспомогательный коэффициент х=0,6 ( незначительные колебания нагрузки, с.65 [11])

Коэффициент нагрузки

Проверяем контактное напряжение (формула (4.23)[11]):

Результат расчета следует признать удовлетворительный , так как расчетное напряжение ниже допускаемого на 8% (разрешается на 15%). Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб. Эквивалентное число зубьев

Коэффициенты формы зуба по таблице 4.5. [11] YF=2,24 Напряжение изгиба (формула 4.24.) [11]

что значительно меньше вычисленного выше [OF]=53,3 Мпа

2.3. Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса Крутящие моменты в поперечных сечениях валов: водяного (вал червячного колеса) Тк2=Т2=597103Нмм; ведущего (червяк)

Витки червяка выполнены за одно целое с валом (рис.22.)

Рис.2.2. Червяк

Диаметр выходного конца ведущего
Не нашли нужную работу? Закажи реферат, курсовую, диплом на заказ




вала по расчету на кругление при [K]=25МПа

Но для соединения его с валом электродвигателя примем dB1=dдв=32мм; диаметр подшипниковых шеек dП1=45мм. Параметры нерезанной части :df1=60,8мм ; d1=80мм; и da1=96 мм. Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше df1 Длина нарезанной части b1=132мм. Расстояние между опорами червяка примем Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f1=90мм. Ведомый вал (рис.2.3.) Диаметр выходного конца

Принимаем dB2=48мм Диаметры подшипниковых шеек dn2=55мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса dk2=60мм Диаметр ступицы червячного колеса dcm2=(1,6:1,8)dk2=(1,6:1,8)60=96:108 Принимаем dcm2=100мм Длина ступицы червячного колеса

рис.2.3. Расчетная схема вала червячного колеса

2.4. Конструктивные размеры корпуса редуктора (см.рис.10.17,10.18 и табл.10.2 и 10.3 [11])

Толщина стенок корпуса и крышки: =0,04а+2=0,04200+2=10,00мм, принимаем =10мм; 1=0,032к+2=0,032200+2=8,64мм, принимаем 1=10мм Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки в=в1=1,5=1,510=15мм Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек р1=1,5=1,510=15мм; р2=(2,25:2,75) =(2,25:2,75)10=22,5:27,5 принимаем р2=25мм. Диаметры болтов: фундаментальныхd1=(0,003:0,036)a +12=(0,03:0,036)200+12=18:19,2мм принимаем болты с резьбой М20: диаметры болтов d2=16мм и d3=12мм

2.5. Проверка долговечности подшипников Силы в зацеплении (рис.2.4.): окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяк,

рис.2.4. Силы в червячном зацеплении и опорные реакции

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе, FT1=Fa2=2T1/d1=(236,5103)/80=912Н; При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков. Радиальная сила на колесе и червяка F22=F21=Ft2tg =3737tg200=1360Н Направление сил представлены на рис . ; опоры , воспринимающие внешние осевые силы, обозначим цифрами «2» и «4». Расстояние между опорами диаметр d1=80мм. Реакции опор (правую опору , воспринимающую внешнюю осевую силу Fa1, обозначим цифрой «2»): в плоскости xz Rx1=Rx2=Ft1/2=912/2=456Н. В плоскости yz:

Суммарные реакции Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников по формуле (9,9)[11]

где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом =260 коэффициент осевого нагружения е=0,68 (табл.9.18[11]. Осевые нагрузки подшипников (табл.9.21). В нашем случае S1
Pa2=S1+Fa1=350+3737=4087 Н Рассмотрим левый («первый») подшипник. Отношение Pa1 /Pa2=350/315=0,68=е Эквивалентная нагрузка P21= P21VKбТт=5151,3=670Н где по табл.9.19 [11] для приводов винтовых конвейеров Кб=1,3. Коэффициенты V=1 и КТ=1 Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику. Рассмотрим правый («второй») подшипник. Отношение поэтому эквивалентную нагрузку определяет с учетом осевой;

где х=0,41 и Y=0,87 по таблице 9.18[11] Расчетная долговечность , r

где n=1444 об/мин-частота ращения червяка. Ведомый вал (рис.2.4.) Расстояние между опорами (точнее, между точками приложения радиальных реакций Р3 и Р4=125мм; диаметр d2=320 мм Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa2, обозначим цифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать ее “второй”; см.табл. 9.21. [11]. В плоскости XZ

В плоскости yz:

Осевые составляющие радиальных реакций канонических

скачать реферат
1 2 3 4 5 6 7 ...    последняя

Не нашли нужную работу? Закажи реферат, курсовую, диплом на заказ

Внимание! Студенческий отдых и мегатусовка после сессии!


Обратная связь.

IsraLux отзывы Израиль отзывы