Реферат: Червячный редуктор

Окружная сила на колесе F_t= 7487,3 Н.

Расчётная прочность _см=F_t/A_см= 19,81 < 150 (Н/мм²)

Условие прочности _см < _см выполнено.

Шпонка на выходном конце тихоходного вала .

Из проектного расчета вала принимаем диаметр выходного конца вала d= 60 мм.

Из конструктивной компоновки полная длинна шпонки l= 71 мм.

По табл. К42. [1] определяем:

ширина шпонки b= 16 мм.

высота шпонки h= 10 мм.

глубина паза вала t₁= 6 мм.

Определяем рабочую длину шпонки l_р=l-b= 55 мм.

Определяем площадь смятая А_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p=(0,94_*10-6)_*55 = 187 мм².

Окружная сила на тихоходном валу F_t= 5180,1 Н.

Расчётная прочность _см=F_t/A_см= 27,701 < 150 (Н/мм²)

Условие прочности _см < _см выполнено.

Уточненный расчет валов [3].

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому. Расчет производим для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Быстроходный вал.

Проедал выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел на растяжение _B= 900,00 H/мм².

_-1=0,43_в=0,43 = 387,00 H/мм².

Проедал выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

_-1=0,58_-1=0,58*387 = 224,46 H/мм².

Сечение А-А.

Это сечение под элементом открытой передачи рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Диаметр выходного конца вала d = 38 мм.

Для этого находим:

среднее напряжение отнулевого цикла W_{к нетто}=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d= 38³/16-20*6(38-224)²/2*38 = 10057,64 мм³