- •Литература ……………………………………………………………….13
- •1 Описание механизма
- •2 Кинематический расчёт
- •3 Геометрический расчёт червячной передачи
- •4 Расчёт моментов вращения на валах
- •5 Расчёт скорости скольжения в зацеплении
- •6 Проверка червячной передачи на прочность
- •7 Расчёт диаметров валов и подбор подшипников качения
- •8 Обоснованный выбор материалов
- •9 Выбор электродвигателя
- •Литература
4 Расчёт моментов вращения на валах
Расчёт выполняем по формулам [2,c.13-15]
Момент 1, Н·мм на валу I
, (15)
где - КПД муфты.
Момент 2, Н·мм на валу II
где - КПД муфты (16)
Момент 3, Н·мм на валу III
(17)
5 Расчёт скорости скольжения в зацеплении
Скорости вращения и скольжения , м/с в зацеплениях для червяка рассчитывается по формуле [2,c.17]
, (18)
6 Проверка червячной передачи на прочность
Проверку червячной передачи на прочность осуществляем по формулам [1, с.286-287].
(19)
где Y=1,34 – коэффициент при z2=30;
- допускаемое напряжение изгиба для бронзы БРОФ 10-1.
(20)
- коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.
(21)
- коэффициент динамичности.
=280 – коэффициент деформации червяка.
Допускаемое контактное напряжение
(22)
B=250 МПа – предел прочности бронзы БРОФ 10-1.
NHE=NFE - число циклов нагружения.
NHE =NFE =6011515000=1,035108 (23)
Проектный расчёт на выносливость по контактным напряжениям
(24)
KH - коэффициент динамичности.
(25)
Eпр., приведённый модуль упругости
(26)
E1 =2·106 МПа - модуль упругости бронзы БРОФ 10-1.
E2 =0,92·105 МПа - модуль упругости стали 45.
1=0,3 – коэффициент Пуассона материала червяка (бронзы БРОФ 10-1).
2=0,29 – коэффициент Пуассона материала червячного колеса (стали 45).
7 Расчёт диаметров валов и подбор подшипников качения
Расчёт выполняем по формулам [2,c.16]
Вычисляем диаметр выходного конца вала III , мм
. (27)
Вычисляем диаметр вала III d3, мм под зубчатым колесом
. (28)
Вычисляем диаметр вала II , мм
. (29)
По инженерным соображениям диаметр вала II увеличен до 5 мм (чтобы все подшипники в механизме были одинаковыми).
где [] = 13,3 МПа – допускаемое напряжение материала вала на кручение.
Окружная сила Ft2, Н на червячном колесе определяем
(30)
Радиальная сила Fr, Н действующая на подшипник определяем
(31)
Осевая сила Fa, Н действующая на подшипник равна окружной силе Ft2
Ft2=Fa=12,25 H. (32)
Требуемое отношение динамической грузоподъёмности С1 к эквивалентной нагрузке Q1
, (33)
где Lh – требуемый срок службы механизма, час.
По таблице [4, с. 35] выбирается шариковый радиальный подшипник лёгкой серии диаметров 2, узкой серии шириной 0 с диаметром внутреннего кольца 5 мм, что соответствует диаметрам валов I и II.
С=1500 Н – динамическая грузоподъёмность подшипника,
С0=760 Н – статическая грузоподъёмность подшипника.
Определим соотношения
.
где Kk=1 – коэффициент, учитывающий вращение внутреннего кольца подшипника.
По таблице [3, с. 21] выбираем параметры X и Y
X=0,56
Y=0.
Значение приведённой нагрузки Q определяем
(34)
где К=1 – коэффициент безопасности при спокойной работе
Кt=1 – температурный коэффициент.
Проверка выполнения условия [4, c. 22]
(35)
Долговечность L выбранного подшипника определяем
(36)
Выполнение данного условия свидетельствует о правильном выборе подшипника.