р – крок різьби.

Висота гайки обчислюється за формулою:

.

Кількість витків різьби гайки рівна:

;

Кут підйому різьби визначаємо за формулою:

тоді уточнений ККД передачі гвинт-гайка, визначаємо за формулою:

. (3.3)

Самогальмування забезпечено, оскільки,<: [1, с.269,] ;

3.2.3 Перевірка на міцність гвинта і гайки.

Обертальний момент рівний:

.

Дотичні напруження в небезпечному січенні гвинта:

. (3.4)

Нормальне напруження в небезпечному січенні гвинта:

. (3.5)

Небезпечне січення в нижній частині гвинта, де розміщений нижній підшипник. Діаметр гвинта в місці посадки підшипників d1 приймаємо рівним 21мм.

Еквівалентне напруження:

. (3.6)

Коефіцієнт запасу міцності:

де –границя текучості матеріалу, =340 ;

отже умова міцності забезпечується: .

Тоді з виразу: , ми можемо визначити зовнішній діаметр гайки:

. (3.7)

Отже приймаємо зовнішній діаметр гайки =46 мм.

Розрахунок пасової передачі.

По крутному моменту = , вибираю січення паса-А , в якого ширина , висота , , кут профілю канавки , діаметр меншого шківа .

Рисунок 3.2 – Розрахункова схема пасової передачі.

3.3.1 Визначаємо діаметр веденого шківа,:

.

Приймаємо по таблиці 8.15 стандартне значення

3.3.2 Визначаю швидкість паса, за формулою:

.

Рекомендується взяти між осьову відстань при заданому , з виразу:

.

3.3.3 Кут нахилу паса визначаю за формулою:

, тоді .

3.3.4 Довжину паса , визначаю за формулою:

стандартна довжина паса

Тоді число пробігів паса рівне: .

3.3.5 Визначимо уточнене значення між осьової відстані за формулою:

(3.8)

3.3.6 Визначаю кут обхвату шківа, за формулою:

.

3.3.7 Визначаю колове зусилля на шківу, за формулою:

,

де –потужність електродвигуна, =.

3.3.8 Визначаю граничне колове зусилля , за формулою:

, (3.9)

де – коефіцієнт кута обхвату шківа, =0.92 ;

швидкісний коефіцієнт, =1.04 ;

– коефіцієнт, що враховує режим роботи передачі, 1.7 ;

– граничне допустиме колове зусилля, 2.91

отже .

3.3.9 Визначаю необхідну кількість пасів, за формулою:

.

3.3.10 Початковий натяг пасів, визначаємо за формулою:

де –напруження що виникає при початковому натягу паса, =1.5 , .

3.3.11 Визначаю зусилля на вали, за формулою:

.

3.3.12 Вибираю розміри ведучого і веденого шківів :–

ширина пазів шківа, ;–

глибина пазів шківа, ; –

відстань між центрами пазів, ;–

відстань від центра паза до торця шківа, .

3.4 Розрахунок редуктора.

3.4.1 Розрахунок зубчатих коліс редуктора.

Оскільки в завданні немає особливих вимог до матеріалу зубчастих коліс, то для шестерні приймаємо сталь 45 покращеною з твердістю НВ 194 і допускається напруження [у]Н=500 Н/мм2 і [у-1]и=116 Н/мм2;

Для зубчастого колеса приймаємо сталь 45 нормалізованою з твердістю НВ173 і допускається напруження [у]Н=450 Н/мм2 і [у-1]и=116 Н/мм2.

По графіку (див. рис. 10.13, [1, с.192]) для ; [у]Н=450 Н/мм2 (для матеріалу зубчастого колеса) і К=1,6 для прямозубих конічних коліс знаходимо зовнішній ділильний діаметром більшого колеса de2=184 мм.

Приймаємо число зубів шестерні z1=36. Число зубів зубчастого колеса z2=z1.u=36·2.7=97.6, приймемо z2=98.

Зовнішній коловий модуль рівний

По СТ СЭВ 310-86 приймаємо [1, с.210].

Вирівнюємо параметри редуктора по ГОСТ 12289-86: зовнішній ділильний діаметр великого колеса

;

передавальне число

.

Конусну відстань, Re визначаємо за формулою

, (3.10)

Довжина зуба або ширина зубчастого вінця

По табл. 10.5 [1, с.211] приймаємо b=34 мм.

Зовнішній ділильний діаметр шестерні рівний

Кути при вершинах початкових конусів

Середній ділильний діаметр шестерні рівний

Середній коловий модуль рівний

Середня швидкість

По табл. 10.8 [1, с.213] при даній швидкості для прямих зубів конічній

передачі при твердості < НВ 350 можна приняти 8-й степінь точності. Уточнюємо коефіцієнт навантаження:

а) по табл. 10.11 [1, с.215]. в залежності від шd=b/d1=34/54=0,63 і 8-й степінь точності для консольного розміщення шестерні знаходимо Ккц=1,20;

б)по формулі (10.5) підрахуємо.

в) по табл. 10.9 [1, с.214] швидкість 4.02 м/с твердості до НВ 200 і 8-й степені точності для конічних прямозубих коліс знаходимо Кдин=1.5;

г) коефіцієнт навантаження

.

Перевіряємо розрахункові контактні напруження по формулі

<[у]Н , (3.11)

Після підстановки

< [у]Н ,

де кінцеве значення

Визначаємо основні розміри шестерні і колеса. Вже були визначені de1=72 мм, de2=196 мм і b=34 мм.

Діаметри вершин зубів :

.

Діаметри впадин зубів :

.

3.4.2 Перший етап компоновки редуктора. Товщина стінок корпуса і кришки:

Відстань до підшипників приймаємо згідно рисунку 3.3.

Попередні діаметри валів редуктора визначаємо по формулі: ,

де М – крутний момент на валу, Н.мм;

- допустиме напруження кручення, =20-35 Н/мм2.

Отже , .

Решта розмірів приймаємо в процесі проектування (див. аркуш 1).

Основні розміри і відстані показані на рисунку 3.3.

Рисунок 3.3 – Основні параметри редуктора.

Для подальшого розрахунку обчислимо сили в зачепленні конічних коліс див. табл. 3.1.

Таблиця 3.1 - Розрахунок сил в зачепленні конічної передачі.

Сили в зачепленні | Шестерні |

Колеса

Колова сила

Радіальна сила

Осьова сила

3.5 Перевірка довговічності підшипників.

3.5.1 Вхідний вал.

Обчислюємо реакції опор в площині XZ, для чого складаємо рівняння рівноваги вала:

, тоді

, тоді

Обчислюємо реакції опор в площині YX, для чого складаємо рівняння рівноваги вала:

, тоді ,

.

, тоді ,

Отже сумарні реакції опор рівні:

,

.

Підбираємо підшипники по опорі з меншим діаметром вала:

внутрішній діаметр, d=30мм;

зовнішній діаметр, D=62мм;

ширина підшипника, b=17.2мм.

Підшипник серії 7206, С=31 кН; С0=22 кН [1, с.354].

Для подальшого розрахунку визначимо відношення , для першого підшипника: =, тоді згідно [1,с.352] по даному співвідношенню вибираю коефіцієнт =0.36.

Визначимо навантаження першого підшипника, по формулі:

.

Рисунок 3.4 – Розрахункова схема вхідного вала.

Для другого підшипника: , тоді згідно [1, с.352] по даному співвідношенню вибираю коефіцієнт =0.53.Тоді визначимо навантаження другого підшипника, по формулі:

.

Користуючись даними [1, с.330], знаходимо осьове навантаження підшипників:

для першого підшипника: ;

для другого підшипника: .

Як видно з розрахунків другий підшипник є більш навантаженим, для нього відношення: , тоді згідно [1,с.353] , , а відношення >, то приведене навантаження, визначаємо за формулою:

,

де: – коефіцієнт осьового навантаження, = [1,с.353];

тоді: =.

Теоретична довговічність другого підшипника, визначається за формулою:

год.

Дана довговічність повністю задовольняє