Расчетаем геометрические параметры цилиндрической передачи
Делительный диаметр:
=
мм,
(3.9)
=
мм.
Определяем диаметры вершин:
мм, (3.10)
мм.
Диаметр впадин зубьев:
мм,
(3.11)
мм.
Определяем ширину шестерни:
мм. (3.12)
3.1 Проверочный расчёт открытой передачи на усталость по контактным напряжениям
,
(3.13)
где KH=KHV KH - коэффициент нагрузки, (3.14)
KH=1,03;
KHV – коэффициент динамической нагрузки,
м/c.
(3.15)
Назначаем девятую степень точности. Принимаем KHV=1,05 (табл.8.3,с.131, [2]).
.
МПа,
МПа,
,
3.2 Проверочный расчёт открытой передачи по напряжениям изгиба
,
(3.16)
где YFS – коэффициент формы зуба,
KF – коэффициент неравномерности нагрузки,
По графику (рис.8.20,
с.140, [2]) в зависимости от
и
находим
и
:
=3,76,
=3,73,
МПа,
(3.17)
МПа.
Так как 69<74, то принимаем YF=3,73,
Найдём KF :
,
(3.18)
где KF=1,05 (рис.8.15, с.130, [2]),
KFV=1,13(табл.8.3, с.131, [2]),
.
Находим окружное усилие:
Н. (3.19)
Определяем напряжение:
МПа,
МПа.
Условие прочности выполняется.
3. Расчет червячной передачи на ЭВМ
Текст программы приведен в приложении Б.
Уточняем значения делительных диаметров:
= 80 мм ,
=
мм.
Определяем диаметры вершин:
мм,
мм.
Диаметр впадин зубьев:
мм,
мм.
4 Расчет валов привода
4.1 Проектный расчет валов
Произведём расчёт быстроходного вала:
Определим выходной конец вала [6]:
мм,
(4.1)
где
МПа
T-крутящий момент на валу, Нм;
dдв=32мм.
Определяем диаметр входного конца вала:
=17,2мм.
Принимаем d=18 мм.
Рассчитаем промежуточный вал:
=23,6мм.
Принимаем d=25 мм.
=59,4мм.
Принимаем d=60 мм.
=59
мм.
Принимаем d=60 мм.
Назначаем материал
сталь 45:
МПа,
МПа
Термообработка: улучшение.
4.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктора на усталостную выносливость
Определяем длины вала:
Рисунок 2. Схема вала
c=107мм
l=а+б=148 мм.
В качестве материала
вала выбираем сталь 45, улучшенную,
=750
МПа,
=450
МПа, диаметр шестерни dк=200
мм., dвала=65
мм., Т=838,2 Нм.
Составляем расчётную схему.
Определяем силы в зацеплении червячной передачи:
Н,
(4.2)
Н,
(4.3)
Н.
(4.4)
Определяем силу в месте посадки муфты:
Н.
(4.5)
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Сначала определим реакции опор (составим сумму моментов относительно опоры А):
(4.6)
Н.
Для определения реакции в опоре A составим сумму сил на вертикальную ось:
(4.7)
Н.
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Рассмотрим горизонтальную плоскость.
Запишем сумму моментов относительно опоры А:
(4.8)
Запишем сумму сил на горизонтальную ось:
(4.9)
Н
Определим суммарные моменты
(4.10)
Нм.
Нм.
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов.
Строим эпюру крутящих моментов.
Строим эпюру крутящих моментов.
Рисунок 3 - эпюры действующих на вал моментов
Расчет будем
производить по суммарному изгибающему
и крутящему моментам в наиболее опасном
сечении. Опасным сечением будет, сечение
I-I под
подшипником:
=774,5Н.м,
Т=838,2Н.м. Проверим прочность вала
в этом сечении.
Напряжение изгиба:
МПа. (4.11)
Напряжение кручения:
МПа.
(4.12)
Определим пределы выносливости:
МПа.
(4.13)
МПа. (4.14)
МПа. (4.15)
Определим запасы на сопротивление усталости по формулам (15.3, с.299, [2]):
(4.16)
(4.17)
где
и
- амплитуды переменных составляющих,
и
- амплитуда постоянных составляющих,
и
- масштабные коэффициенты,
и
- эффектные коэффициенты концентрации
напряжений,
По графику 15.5, с. 301, [2], кривая 2 находим =0,7,
По графику 15.6, с. 301, [2], кривая 1 находим =1 МПа,
По таблице 15.1, с. 300, [2] получаем =2,4 МПа и =1,8 МПа,
Принимаем
;
МПа.
(4.18)
МПа.
(4.19)
.
.
По формуле 15.3, с.299, [2] определим суммарный коэффициент запаса:
.
(4.20)
Условие прочности выполняется.