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
daM2(da2+6m/z1+2=336+6x8/22+2=348 мм
ширина венца червячного колеса (формула (4.12.)[11]
b2(0,75da1=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
[pic]
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]) :[pic]
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])
[pic]
Коэффициент нагрузки
[pic]
Проверяем контактное напряжение (формула (4.23)[11]):
[pic]
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
[pic]
Коэффициенты формы зуба по таблице 4.5. [11] YF=2,24
Напряжение изгиба (формула 4.24.) [11]
[pic]
что значительно меньше вычисленного выше [(OF]=53,3 Мпа
3. Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и
червячного колеса
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
водяного (вал червячного колеса)
Тк2=Т2=597(103Нмм;
ведущего (червяк)
[pic]
Витки червяка выполнены за одно целое с валом (рис.22.)
Рис.2.2. Червяк
Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кругление при
[(K]=25МПа
[pic]
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 [pic]
Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f1=90мм.
Ведомый вал (рис.2.3.)
Диаметр выходного конца
[pic]
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
[pic]
рис.2.3. Расчетная схема вала червячного колеса
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=0,04(200+2=10,00мм,
принимаем (=10мм;(
(1=0,032к+2=0,032(200+2=8,64мм, принимаем (1=10мм
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки
в=в1=1,5(=1,5(10=15мм
Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек
р1=1,5(=1,5(10=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,
[pic]
рис.2.4. Силы в червячном зацеплении и опорные реакции
Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе,
FT1=Fa2=2T1/d1=(2(36,5(103)/80=912Н;
При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое
направление витков.
Радиальная сила на колесе и червяка
F22=F21=Ft2tg( =3737(tg200=1360Н
Направление сил представлены на рис . ; опоры , воспринимающие
внешние осевые силы, обозначим цифрами «2» и «4».
Расстояние между опорами [pic] 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:
[pic]
Суммарные реакции [pic]
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных
подшипников по формуле (9,9)[11]
[pic]
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<S2;
[pic]
Pa2=S1+Fa1=350+3737=4087 Н
Рассмотрим левый («первый») подшипник.
Отношение Pa1 /Pa2=350/315=0,68=е
Эквивалентная нагрузка
P21= P21VKбТт=515(1,3=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 [pic][pic]
поэтому эквивалентную нагрузку определяет с учетом осевой;
[pic]
где х=0,41 и Y=0,87 по таблице 9.18[11]
Расчетная долговечность , r
[pic]
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[pic]=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
[pic]
В плоскости yz:
[pic]
Осевые составляющие радиальных реакций канонических подшипников -по
формуле (9.9) [11].
S3=0,83eP23=0,83(0,41(1930=657H;
S4=0,83eP24=0,83(0,41(2627=894H
где для подшипников 7211 коэффициент влияния осевого нагружения е=0,41
Осевые нагрузки подшипников (см.табл.9.21) в нашем случае S3<S4;
Pa3=Fa>S4-S3; тогда Pa3=S3=657H
Pa4=S3+Fa=657+912=1569H
Для правого ( с индексом “3”) подшипника отношение Ра3/P23
=657/1930=0,34<e поэтому при подсчете эквивалентой нагрузки осевые силы
не учитываем.
Эквивалентная нагрузка
РЭ3=Р23VKБкт=1930(1,3=2509 u
В качестве опор ведомого бала применены одинаковые подшипники 7211.
Долговечность определим для левого подшипника (“четвертого”), для
которого эквивалентная нагрузка значительно больше.
Для левого (индекс “u”) подшипника
[pic]
мы должны учитывать осевые силы и определять эквивалентную нагрузку по
формуле (9.5) [11] , примем V=1; Kб=1,32 и Кт=1; для канонических
подшипников 7211 при Раu/P2u>e коэффициенты Х=0,4 и Y=1,459 (cм. табл.9.18
и П700)=4342u=4,34кU
Расчетная долговечность по формуле (9.1)[11], млн.об.
[pic]
где С=65(с.375[11])
Расчетная долговечность , ч [pic]ч
где n=80 об/мин-частота вращения вала червячного колеса.
3. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ
Зубья червячного колеса являются расчетным элементом зацепления, так
как они имеют меньшую поверхностную и общую прочность, чем витки червяка.
Зубья червячных колес рассчитывают на контактную выносливость и на
выносливость при изгибе ; расчет на контактную выносливость должен
обеспечить не только отсутствие выкрашивания рабочих поверхностей зубъев,
но и задирале рабочих поверхностей зубьев.
3.1. Расчет на контактную выносливость
Расчет ведут как проектировочный, проектировочный , определяя
требуемое межосевое расстояние по формуле (4.19[11]):
[pic][pic][pic]
где Z2-число зубьев червячного колеса=40; q-коэффициент диаметра
червяка=10 по ГОСТ 2144-76 (табл.4.2.[11]); Т2-вращающий момент на валу
червячного колеса=597(103Нмм (с.23); к-коэффициент нагрузки=1,2
Тогда
[pic]
После определения аW cледует найти модуль зацепления из
соотношения
[pic]
Полученное значение модуля округляют до ближайшего (табл.4.2. [11]).
Округление модуля повлечет за собой изменение межосевого расстояния.
Принимаем модуль зацпления m=8 мм.
После выбора стандартных значений m и q получали межосевые
расстояние
[pic]
При стальном червяка и червячном колесе, изготовленном из чугуна или
имеющим бронзовый венец, допускаемое напряжение равно:
[pic]
где (Н и [(Н] - в Мпа; аW- в мм; Т2- в Н.мм
[pic]
где [(H]=149МПа
3.2. Расчет на выносливость при изгибе
Расчет зубьев червячного колеса на выносливость по напряжением
изгиба выполняют по формуле:
[pic]
где YF- коэффициент формы зуба по таблице 4,5[11] =2,24; (F-расчетное
напряжение изгиба;Т2К-расчетный момент на валу червячного колеса; b2-ширина
венца колеса=72vv (cм. с.25).
В связи с этим санитарные нормы устанавливают допустимую
температуру кабинета ( не ниже 16-200С).
Воздух кабинета загрязняется пылью. К учебным помещением
предъявляются определенные санитарно-гигиенические требования.
В кабинете деталей машин должна ежедневно проводиться влажная
уборка . Необходимо систематически вытирать пыль с парт, шкафов ,
подоконников, имеющихся моделей , механизмов, стендов. Преподаватель
должен заботиться о притоке свежего воздуха в кабинет.
[pic]
что значительно ниже допускаемого [(F]=53,3МПа[pic]
Сборочный чертеж выполняется в двух проекциях. Желательный масштаб
1:1. Но так как полученные в результате расчета значения не позволяют
выполнить чертеж в масштабе 1:1, то принимается масштаб 1:2.
1. САНИТАРНО-ГИГИЕНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К КАБИНЕТУ ДЕТАЛИ МАШИН
1.1. Микроклимат
Большое внимание на самочувствие и работоспособность учащихся
оказывает микроклимат кабинета, который определяется температурой
воздуха., его составом и давлением , относительной влажностью ,
скоростью движения воздушных потоков.
В состав атмосферного воздуха входит азот (78,08%), кислород
(20,95%), углекислый газ (0,003), аргон и другие газы (0,94%).
Кроме того, в состав воздуха входят водяные пары, пыль и другие
примеси.
Самочувствие учащихся зависит от температурного режима. При
повышении температуры окружающего воздуха (свыше 220С) учащиеся быстро
утомляются, расслабляется организм.
В кабинете а также должны быть расстения. Растения имеют не только
эстетическое значение, но и экологическое. Они поглащают углекислый газ и
выделяют кислород.
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7
|