- •2.Выбор двигателя. Кинематический расчет привода.
- •4.Расчет зубчатых (червячных) передач редукторов.
- •4.1 Расчет закрытой цилиндрической передачи.
- •4.2 Расчет закрытой червячной передачи.
- •5. Расчет открытых передач.
- •5.1 Расчет цепной передачи.
- •6. Нагрузки валов редуктора.
- •6.1 Силы в зацеплении закрытой червячной передачи.
- •7. Разработка чертежа общего вида редуктора.
- •7.1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов.
- •7.2 Предварительный выбор подшипников.
- •8. Определение массы редуктора.
4.2 Расчет закрытой червячной передачи.
Межосевое расстояние
aw=613√T3·103/[σ]2H=613√222.93·103/27689=122.26 мм=125 мм
где:
T3- вращающий момент на тихоходном валу редуктора,
[σ]H- допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса.
Число витков червяка Z1=4 по таблице т.к. передаточное число зацепления равно10.
Число зубьев червячного колеса:
Z2=Z1·uчп=4·10=40
Модуль зацепления m:
m=1.6· aw/ Z2=1.6·125/40=5 мм
Коэффициент диаметра червяка:
q=0.231· Z2=0.231·40=9.24=10
Коэффициент смещения инструмента:
x=( aw/m)-0.5·(q+Z2)=(125/5)-0.5·(10+40)=0
по условию -1<x<1, x=0 входит в данный диапазон.
Фактическое передаточное число uф:
uф=Z2/Z1=40/4=10, ∆u=( uф-u)·100%/u=(10-10)·100%/10=0<4%
Фактическое значение межосевого расстояния:
aw=0.5·m(q+Z2+2x)=0.5·5(10+40+2·0)=125
Основные размеры червяка.
Делительный диаметр:
d1=q·m=10·5=50 мм
Начальный диаметр:
dw1=m·(q+2·x)=5·(10+0)=50 мм
Диаметр вершин витков:
da1=d1+2·m=50+10=60 мм
Диаметр впадин витков:
df1=d1-2.4·m=50-2.4·5=38 мм
Делительный угол подъема линии витков:
γ=arctg(Z1/q)=arctg(4/10)=21.80
Длина неразъемной части червяка:
b1=(10+5.5·x+Z1)·m+c=(10+0+4)·5+0=70 мм
где: с=0 при x≤0,
x- коэффициент смещения инструмента.
Основные размеры венца червячного колеса.
Делительный диаметр:
d2=dw2=m·Z2=5·40=200 мм
Диаметр вершин зубьев:
da2=d2+2·m(1+x)=200+2·5(1+0)=210 мм
Наибольший диаметр колеса:
dam2≤da2+6·m/Z1+2=210+6·5/(4+2)=215 мм
Диаметр впадин зубьев:
df2=d2-2·m(1.2-x)=200-2·5(1.2-0)=188 мм
Ширина венца при Z1=4, b2=0.315aw=0.315·125=39.375=40 мм
Ra=0.5d1-m=25-5=20 мм, Rf=0.5d1+1.2m=25+6=31 мм
Угол обхвата червяка венцом колеса 2· δ:
sinδ=b2/(da1-0.5·m)=40/(60-0.5·5)=0.6956
δ=44.10, 2· δ=88.20=900
Проверочный расчет:
Коэффициент полезного действия червячной передачи:
η=tgγ/tg(γ+φ)=0.3999/0.4515=0.8857=0.89
где:
γ- делительный угол подъема линии витков червяка,
φ- угол трения, зависти от скорости скольжения
Vs=uф·ω3·d1/2·cosγ·103=10·7.85·50/2·0.93·1000=2.11 м/с по таблице определяем что φ=2.50.
Контактное напряжение:
σН=340·√Fr2·K/d1·d2=340·√2230·1/50·200=160 ≤ [σ]Н=166
где:
Fr2=2T3·1000/d2=2·223·1000/200=2230 Н,
K=1 коэффициент нагрузки.
Величина недогруза составляет 3.75%
Напряжение изгиба:
σF=0.7YF2· Fr2·K/b2·m=0.7·1.45·2230/40·5=11.31 ≤ [σ]F=23 Н
где:
YF2=1.45 т.к. Zv2=50, коэффициент формы зуба колеса.
Таблица 4.3
Параметры червячной передачи
Проектный расчет |
|||
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
Межосевое расстояние aw |
125 |
Ширина венца Колеса b2 |
40 |
Модуль зацепления M |
5 |
Длина неразъемной части червяка b1 |
70 |
Коэффициент диаметра червяка q |
10 |
Диаметры червяка: делительный d1 начальный dw1 вершин витков da1 впадин витков df1 |
50 50 60 38 |
Делительный угол витков червяка γ |
21.8 |
||
Угол обхвата червяка 2δ |
90 |
Диаметры колеса: делительный d2 вершин зубьев da2 впадин зубьев df2 наибольший dam2 |
200 210 188 215 |
Число витков червяка Z1 |
4 |
||
Число зубьев колеса Z2 |
40 |
||
Проверочный расчет |
|||
Параметр |
Допускаемые знач. |
Расчетные знач. |
Примечание |
Коэффициент полезного действия |
0÷1 |
0.89 |
|
Контактные напряжения ϭН |
142÷174 |
160 |
Недогруз 3,75% |
Напряжения изгиба |
до 23 |
11 |
|
Геометрические параметры червячной передачи.