П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58

^ П 8.6 Расчет червячной передачи
П 8.6.1 Прочностной расчет червячной передачи

Расчет зубьев на крепкость содержит в себе расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев и выносливость зубьев при извиве [5].

Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 червячного колеса.

Проектировочный расчет.


Определение приблизительного межосевого расстояния червячной передачи а, мм, определяется из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев:

, (14 )

где z2 – число зубьев червячного колеса;

q  коэффициент поперечника червя;

нр  допускаемое контактное П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 напряжение;

k  коэффициент нагрузки (k=1,11,4);

Т  расчетный момент на колесе, из (1.11)Т = 1,625 Нм.

Примем q=16, а z1 = 1, тогда

z2 = z1uчп = 1 32= 32. (15)


В качестве материала для производства венца червячного колеса выбирается бронза Бр П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58. ОФ10-1, метод отливки – отливка в железную форму.


Определяются допускаемое контактное напряжение

нр=но КHL, (16)


где КHL – коэффициент долговечности, определяемый по (1.17);

но – предел контактной выносливости, МПа, определяемый по таблице 4.6 [5].

=1,025, (17)

где NНЕ – эквивалентное число П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 циклов перемены напряжений, определяемое по (1.18);

NНО = 107 для бронз.

NНЕ = 60nLh,==6070,311600 = 0,67 107 , (18)

где n - частота вращения колеса (из формулы (1.10).

Lh – срок службы привода (определяется из задания), Lh =1600 час.

но = 230 МПа,

нр = 236 МПа П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58,

Коэффициент k примем равным 1,3.


Из проектировочного расчета рассчитывается приблизительное значение

а= 42,2 мм.

Зная приблизительное значение а, можно найти расчетное значение осевого модуля зацепления m.

= 1,75 мм, (19)

где а - приблизительное значение межосевого расстояния;

z П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 582 – определяется из (15), q=16

По расчетному значению модуля зацепления выбирается из стандартного ряда осевых модулей, наиблежайшее большее значение m = 2 мм. Уточняем значение межосевого расстояния а, с учетом стандартного модуля

= 0,52 (32 + 16) = 48 мм. (20)


Расчет на выносливость зубьев при П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 извиве


Проверочный расчет


Допускаемое напряжение при извиве при работе обеими сторонами зубьев (при реверсивной передаче) находится из (21).


FР=-1FOКFL , (21)

где -1FO=50 МПа (из таблицы 4.6 [5]).

КFL – коэффициент долговечности,

=0,825, (22)

где NFE –эквивалентное число циклов перемены напряжений П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58, определяемое аналогично NHE (2.1.5). Предельные значения КFL для бронзовых колес 0.543 КFL 1. Подставив численные значения в выражение (1.21), получаем FР= 41,25 МПа.


Определяем расчетные напряжение при извиве:

=7,141 МПа, (23)

где YF – коэффициент формы зуба П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58, избираемый по таблице 4.5 [5], зависимо от эквивалентного числа зубьев zV,

cos  = 3035;

Ft2 – окружная сила, Н.

zV= z2сos3, (24)

= 50,78 Н. (25)

где Т = 1,625 Нм;

d2 – делительный поперечник червячного колеса d2 = z2m =322 = 64 мм.

Определяем zV П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58=31,68, как следует, YF = 1,71.

F = 1,75 МПа, FР= 41,25 МПа, F FР, т.е. расчетные напряжения много меньше допускаемых.


П 8.6.2 Расчет геометрических характеристик червячной передачи

Расчет червя


Делительный поперечник червя:

d1 = qm = 162=32 мм. (26)

Делительный угол подъема витка червя П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58:

; (27)

 =3035’


Высота витка:

h=2,25m =2,252=4,5 мм. (28)


Поперечник вершин витков:

da1 = d1+2m = 32 + 4 = 36 мм. (29)


Поперечник впадин витков:

df1 = d1-2,5m = 32 – 5 = 27 мм. (30)


Шаг червя:

P=m = 3,142 = 6,28 мм. (31)


Ход витка находится из:

Pz1=Pz1 = 6,28 мм П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 (32)


Длинна нарезной части червя:

b1 = (11+0,06 z2 ) m = 25,84 мм. (33)


Расчет геометрии червячного колеса:


Число зубьев z2 = 32.

Делительный поперечник:

d2 = z2m = 322 = 64 мм. (34)

Поперечник вершин зубьев:

dа2=d2+2m= 64 + 4 = 68 мм. (35)


Поперечник впадин зубьев П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58:

df2=d2-2,5m = 64 – 5 = 59 мм. (36)


Больший поперечник колеса:

dam2 da2+6m/(z1 +2 )= 68 + 12 / 3 = 64 мм. (37)


Ширина венца колеса рассчитывается:

b20,75da1= 0,7536 = 27 мм. (38)


П 8.7 Расчет зубчатой передачи


П 8.7.1 Прочностной расчет зубчатой передачи


Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 зубчатого колеса.


Проектировочный расчет


Определяется приблизительное значение межосевого расстояния а, мм:

, (39)

где Ка – вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач Ка=495);

u - передаточное число (u = iЗ.П.= 4 );

Т2 - начальная нагрузка, T2 = 0,074 Нм ;

КНВ П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 - коэффициент, учитывающий неравномерное рассредотачивание нагрузки по ширине венца;

bа – коэффициент относительной ширины зубчатого венца, по ГОСТ 2185-66 примем bа = 0,4.

Для определения КНВ, рассчитаем bd = 0,5bа(u + 1), тогда

bd = 0,50,4(4 + 1) = 1, по графику либо П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 таблице находим КНВ = 1,08 [11,12].

НР – допускаемое контактное напряжение, МПа.


Определение допускаемых напряжений


В качестве материала для производства зубчатых колес выбирается Сталь 45, термическая обработка – улучшение, НВ 350, Нlimb – предел контактной выносливости, соответственный базисному числу циклов NHO П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 перемены напряжений, Нlimb= 600 МПа, NHO =1,5107; Flimb – предел выносливости зубьев при извиве, соответственный базисному числу циклов NFO перемены напряжений, Flimb = 130 МПа, NFO = 4106, табл. 2.6 [5], табл. 90 [11].

, (40)

где НР – допускаемое контактное напряжение, МПа;

Нlim – предел контактной выносливости, соответственный П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;

SH – коэффициент безопасности. (SH =1.1);

Zr –коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев (Zr =0,95);

Zv – коэффициент, учитывающий окружную скорость. (Zv=0,85);

KL – коэффициент, учитывающий смазку (KL=1);

KXH – коэффициент, учитывающий размер П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 зубчатого колеса (KXH=1).

Коэффициенты определяются из таблицы 6 на стр. 17.

, (41)

где Нlim – предел контактной выносливости, соответственный эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;

КHL - коэффициент долговечности.

=0,716 , (42)

где NHO - базисное число циклов перемены напряжений (NHO П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58=1,5107).

NHЕ – эквивалентное число циклов перемены движения.

NHЕ = 60  n  c  Lh, ,=6022501600 = 21,6107, (43)

где n – частота вращения зубчатого колеса;

с - число колес, входящих в зацепление (с=1);

Lh – срок службы, Lh = 1600 час.

Подставив численные значения П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58, получим Нlim = 430 МПа,

НР = 316 МПа, а= 12,38 мм.

Допускаемые напряжения при извиве FР определяются аналогично НР.

После расчета FР = 46 МПа.

Определим расчетное значение модуля m:

=0,25 мм. (44)

Примем число зубьев шестерни z П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 581 = 20, тогда z2= iзпz1 = 420=80.

По расчетному значению модуля зацепления избираем m из стандартного ряда модулей, конструктивно увеличив до значения m = 1 мм. Уточняем значение межосевого расстояния а, с учетом стандартного модуля:

а= 0,51 (20 + 80) = 50 мм.


Проверочный расчет П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58


Проверочный расчет заключается в определении расчетного напряжения при извиве и сопоставлении его с допускаемым, при всем этом должно производиться условие прочности F FР.

F = YF Y Y (Ft /m ), (45)


где F – расчетное П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 напряжение при извиве, МПа.

YF – коэффициент формы зуба, избираемый по таблице 4.5 [5], зависимо от эквивалентного числа зубьев zV, zV = z2сos3,

при  =0, zV = 20,YF = 4,09;

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Y= 1;

Y - коэффициент П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58, учитывающий угол наклона зубьев, Y=1;

Ft – удельная расчетная окружная сила, Н/мм;

m – модуль зацепления, мм, m = 1 мм.

Ft = (2000 Т1F / bd1) KFKFKFV, (46)

где Т1F – начальная нагрузка П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58, Нм, Т1F = 0,02 Нм,

b - ширина венца шестерни, при bа = 0,4; b= 20 мм,

d1 – делительный поперечник шестерни (d1 = z1m), d1 = 20 мм,

KF - коэффициент, учитывающий рассредотачивание нагрузки меж зубьями, для прямозубых колес KF П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 = 1,

KF - коэффициент, учитывающий рассредотачивание нагрузки по ширине венца, по графику либо таблице находим КFВ = 1,15, [5,11,12].

KFV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, для 7 степени точности, KFV =1,05.

Подставляя численные значения характеристик в выражения (1.40) и (1.45), получаем П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 F = 0,82 МПа, так как FР = 46 МПа, то F FР.


П 8.7.2 Расчет геометрических характеристик зубчатой передачи


Делительные поперечникы шестерни и колеса:

d1=mz1 = 120 = 20 мм; (47)

d2=mz2 = 180 = 80 мм. (48)

Коэффициент кругового зазора С*, при П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 m=1 принимается равным 0,25.

С учетом этого, высота головки ha и ножки зуба hf рассчитываются по формулам:

ha = m = 1 мм; (49)

hf = m(1+C*) = 1,25 мм. (50)

Соответственно высота зуба будет находиться как ha + hf и будет П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 58 равна 2,25 мм.

Поперечник вершин зубьев шестерни da1 и колеса da2:

dа1=d1+2m = 20 + 2 = 22 мм; (51)

dа2=d2+2m = 80 + 2 = 82 мм. (52)

Поперечник вершин впадин шестерни df1 и колеса df2 находятся по последующему выражению:

df П 8.6 Расчет червячной передачи - Оформление отчета 581= d1-2m(1+С*) = 20 - 2,5 = 17,5 мм; (53)

df2= d2-2m(1+С*) = 80 - 2,5 = 77,5 мм. (54)




p-a-stolipina-provodilas-agrarnaya-reforma-krestyanam-bil-razresheno-svobodno-rasporyazhatsya-svoej-zemlej-sozdavat-hutorskie-hozyajstva-bila-sdelana-popitka-uprazdneniya-selskoj-obshini-chto-imelo-ogromnoe-znachenie.html
p-bredovoj-tolkovij-slovar-psihiatricheskih-terminov.html
p-cad-istochniki-signalov-analiz-perehodnih-processov.html