Методика конструирования узлов и деталей винтового подъемника (стр. 3 из 8)
Внешний торцевой модуль определим из соотношения:
,где vF -коэффициент нагрузочной способности,
КFb - коэффициент неравномерности изгибных напряжений по длине зуба, принимаем по таблице 4.6 [3;c.53].
При консольном расположении шестерни (опоры - роликоподшипники НВ<350);
ja = 0612 КFb =
;vF = 0,85 - для прямозубой передачи.
.Расчет числа зубьев:
-для колеса z2 =
= 
= 86,7 = 87;- для шестерни z1 =
= 
= 22.Фактическое передаточное число определим по формуле:
uф =
3,95 (4.9)Отклонение от заданного u:
% = 125%.Отклонение от заданного не должно превышать 4%; 1,25<4%.
Окончательные делительные диаметры колес:
dе1 = me z1 = 1,5× 22 = 35;
dе2 = me z2 = 1,5 × 87 = 130.
dm1 = ; Внешние диаметры колес ;
daе2= dе2 +2(1+ Xе2) me cosδ2 ;
daе1 = dе1+2(1+Xе1) me cosδ1 ,
где Xе1 - коэффициент смещения инструмента при нарезании конической шестерни, таблица 5.2 [3;c.62].
Xе1 = 0,41; Xе2 = -Xе1 = - 0,41;
daе1= 35 +2(1+ 0,41)×1,5×cos15,480 =38 мм;
daе2= dе2 +2(1+ Xе2) me cosδ2 =135 мм.
Средние делительные диаметры определим по формулам:
dm1 = 0,875de1 = 0,857·35 = 30 мм;
dm2 = 0,875de2 = 0,857·130 = 112 мм.
Тангенциальные силы на шестерне найдем по формуле:
Ft1 =
Н;Ft1 = Ft2 = 533 Н.
Осевая сила на шестерне находится по формуле:
Fа1 = Ft1 · tgα · sinδ1 = 53 Н, Fа1 = Fr2 = 53 Н.
Радиальная сила на шестерне и осевая на колесе определим по формуле:
Fr1 = Fа1 · tgα · cosδ1 = 186 Н.
Степень точности определим через окружную скорость:
V = 0,5ω2 dm2 = 0,57×1,66·0,146 = 0,12 м/с.
По таблице 4.4 назначаем 9ю степень точности [3;c.50].
Проверка зубьев по напряжениям изгиба
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса находится по формуле:
sF2 =
£ [s]F2,где
=1,39 [3;c.54]; 
- коэффициент динамичности по изгибным напряжениям (при 9й степени точности, НВ<350 и окружной скорости 0,12 м/с =1,13 таблица 4.7 [3;c.54]); 
= 3,67 – коэффициент формы зуба колеса, таблица 4.8 [3;c.54]).При эквивалентном числе зубьев:
ZV2 =
; Xe2 = -0,41.sF2 =
= 57×106 Па = 57МПа £ [s]F2 = 207 МПа.Расчетное изгибное напряжение в зубьях шестерни найдем по формуле:
sF1 =
£ [s]F1;При ZV1 =
; Xe1 = 0,41 по таблице 4.8 принимаем 
= 3,49;sF1 =
= 80МПа £ [s]F1.Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям
Расчетное контактное напряжение в зубьях колеса:
;где
=1,195 [3;c.55]; 
- коэффициент динамичности нагрузки по контактным напряжениям (при 9й степени точности, НВ<350 и окружной скорости 0,12 м/с 
=1,05 таблица 4.9 [3;c.55]);VH = 0,85; T2 = 30 Нм; de2 = 0,135;
= 
= 0,7 – удовлетворяет условию для нормальной работы передачи. Точность по контактным напряжениям обеспечена. Ориентировочный расчет ведомого вала
Диаметр вала определим по формуле:
,где Т2 = 30 Нм.
1,5·10-2 = 15 мм.dБП ³ dп + 3,2r = 22 мм,
где r – радиус гантели.
Предварительный расчет тихоходных валов
Бурт под колесо – 23 мм;
Шейка под зубчатое колесо – 18 мм;
Выходной конец вала – 10 мм.
Определение размеров зубчатых колес.
dСТ ³ 1,6dв = 54 мм.
Толщина обода: δа = (3…4,0)min = 5 мм.
Толщина диска: С = (0,1…0,17)Re = 7 мм.
Внутренний диаметр обода: D0 » doe – 2b = 110 мм.
Диаметр центровой окружности: Dотв = 0,5(D0 + dст) = 80 мм.
Толщина стенки корпуса » 6мм.
Расчет винта на совместное действие изгиба и кручения
Вращающий момент на быстроходном валу редуктора Т1 = 103 Нм.
Ft1 = Ft2 = 533 Н; Fа1 = Fr2 = 53 Н; Fr1 = Fа2 = 186 Н.
Допускаемое напряжение изгиба при систематическом цикле напряжений определяется по формуле:
[sи]-1 = {s-1/([h]×Ks)}Kри,
где s-1 – предел выносливости;
Ks = 1,2 - эффективный коэффициент запаса прочности для опасного сечения;
Kри = 1 – коэффициент ретиманагрузки при расчете на изгиб.
s-1 = 0,35 · sв + 70 [5;c.9];
t-1 = 0,25 ×sв;
s-1 = 0,35 · 850 + 70 = 367;
t-1 = 0,25 × 550 = 212;
[sи]-1 = {367/3·2}1 = 100 МПа.
Составляем расчетную схему вала. Строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости xoy.
Ft1 = 533 Н; Fа1 = 53 Н; Fr1 = 186 Н;
SM(В) = - RCX × 0,02 - Ft1 × 0,015 = 0;
RCX =
- 399 Н (меняем знак);МизгХ(С) = RCX·0 = 0;
МизХ(В) = RCX·0,022 = 8,78 Нм;
RВX =
896Н.Проверяем: RВX -
- RCX = 0.Рассмотрим zoy:
SM(C) = - RBz × 0,022 – Fr × 0,037 + Fa – 0,02 = 0;
RВz =
363Н;SM(B) = - RCz × 0,022 – Fr × 0,015 + Fa × 0,022 = 0;
RCz =
80 Н.Миз(C) = 0; Миз(В) = RCz·0,022 = 24 Нм;
Миз(А) = RА·0,021- RВz·0,015+ RСz·0,037 =
= 53·0,021- 363·0,015 + 80·0,037 = -1,5нм;
Проверяем: Fr - RВz - RCz = 0; Т1 = 8 Нм.
Построим эпюры крутящих и изгибающих моментов (рисунок6.1).
Вычислим наибольшее напряжение изгиба и кручения для опасного сечения:
Для шестерни
Рисунок 6.1
Для тихоходного вала
Рисунок 6.2
Суммарный изгибающий момент:
Миз =
= 
= 9,2 НМ; 
; 
.Определим эквивалентные напряжения по энергетической теории прочности:
sэкв =
;sэкв =
= 37,5 МПа < 100МПа.Прочность в сечении обеспечена.
Ft2 = 533 Н; Fа2 = 186 Н; Fr1 = 53 Н;
Raz = Rcz – Fr = 0;
M(А) = - Fr × 0,047 – Fa × 0,04 + Rcz × 0,07 = 0;
RCz =
142 Н;M(С) = Fr × 0,022 – Fa × 0,04 - RАz × 0,07 = 0;
RАz =
71,4 Н;Миз(А) = Миз(С) = 0;
Миз(С) = - RАz·0,047= - 71,4·0,047 = -3,384 Нм.
В плоскости zox:
МX(С) = RАX·0,07 + Ft2 ·0,02 = 0;
RАX =
1674 Н;M(B) = Ra X× 0,047 = 167 × 0,048 = 8 Нм;
M(А) = - Ft× 0,047 = RC X× 0,07 = 0;
RCX =
357 Н.Встроим опору крутящих моментов Т2 =30 Нм от середины ступицы зубчатого колеса.
Вычислим наибольшее напряжение изгиба и кручения для опасных сечений. Сечение В ослаблено шпоночным пазом.
Определим геометрические характеристики сечения:
- осевой момент сопротивления Wи = 0,1d3 -
= 2×10-6 м3;- полярный момент сопротивления Wк = 0,2d3 -
= 4,3×10-6 м3;МизS =
= 12,8 Нм; 
;sэкв =
= 14 МПа < 100МПа = [s]-1.