МВ65-1

- найбільший діаметр daM 2

£ d a2

+

6m

= 420 +

6

×10

= 435мм;

Z1 + 2

+ 2

2

VS =

V1

=

2,1

» 2,14 м/с.

cosγ

cos11019'

По отриманій швидкості VS = 2,14 м/с за табл. 9 визначаємо допустимі контактні

напруження [σ Н ], використовуючи метод інтерполяції:

при

VS = 2м/с

маємо

[σ Н ] = 173МПа, при VS = 3м/с

маємо

[σ Н ] = 167 МПа;

DVS = 3 - 2 = 1 м/с,

D[σ H ] =167 -173 = -6 МПа;

¢

= [σ H ]( VS =2 ) + ( 2,14 - 2 )

D[σ H

]

=

[σ H ]( VS

=2,14 )

DVS

=173 + 0,14 - 6 = 172,16 МПа.

Відхилення:

1

[σ H ]′

D[σ H ] =

[σ H ]-

100% =

155 -172,16

×100%

= 9,97% <10% .

[σ H ]

172,16

aW

робити не потрібно,

Перерахунок

міжосьової відстані

необхідно

лише

перевірити σ H .

14. Визначаємо кут тертя ρ '

та приведений коефіцієнт тертя f ' за табл.12

для заданої пари матеріалів та швидкості ковзання VS = 2,14м/с, застосовуючи

метод інтерполяції: при VS = 2м/с

маємо

f ' = 0,035 та ρ '= 2000'= 2,00 ; при

V

S

= 2,5 м/с

маємо f '= 0,03 та

ρ '= 10 40'= 1,670 ;

DV = 2,5 - 2 = 0,5 м/с,

S

f ′ = 0,03 − 0,035 = −0,005,

ρ′ = 1,67 − 2 = −0,33.

Тоді

ρ(¢VS = 2,14 )

= ρ(¢VS =2 ) + ( 2,14 - 2 )

Dρ′

= 2,0o + 0,14 - 0,33 = 1,908o =1o55¢

DVS

0,5

f ¢

= f ¢

+ ( 2,14 - 2 )

Df ′

= 0,035 + 0,14 - 0,004 = 0,034 .

( VS = 2,14 )

( VS =2 )

DVS

0,5

15. ККД редуктора:

η = 0,95 ×

tgγ

tg11019'

= 0,95 ×

( 0

) » 0,81.

tg(γ + ρ ')

0

tg 11 19'+1 55'

16. Для редукторів загального призначення приймаємо 7-й ступінь

точності.

17.

Коефіцієнт динамічності

при

швидкості

ковзання

VS до 3м/с

приймаємо КV = 1.

18. Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження:

Z

2

3

Кβ =

1 +

× (1 - x),

θ

де θ - коефіцієнт деформації черв’яка (за табл.13

при

q = 10 та

Z1 = 2 маємо

40

3

× (1 - 0,6) » 1,04 .

Тоді

Кβ

=

1 +

86

19. Коефіцієнт навантаження

K = Kβ × KV = 1,04 ×1 = 1,04 .

20. Перевірка контактних напружень σ H £ [σ H ]:

3

Z

2

40

3

T × K ×

+1

3

170

3

q

170

1194 ×10

×1,04 ×

+

1

σ H

=

=

10

» 133,95

МПа;

Z2

a3

40

2503

W

q

10

Z =

Z2

=

40

» 42 .

(cos11019')3

V

γ

cos3

σ F

1,2 ×T × K ×Y

F

1,2 ×1194 ×103 ×1,04 × 2,24

<[σ OF ] = 53,2

=

3

=

= 9,27

МПа,

Z

2

× b × m2

40 × 90 ×102

2

F

:

F

= F

=

2T3

=

2 ×1194 ×103

» 5970Н;

a1

t 2

a1

d2

400

колесі F

:

F

= F

=

2T2

=

2 × 74,61

×103

» 1492Н;

a2

t1

a2

d1

100

на черв’яку Fr1 : F

= F

= F

× tgα = 5970 ×tg 200

» 2173Н,

r 2

r1

t 2

де α = 200 - кут зачеплення.

Отримані результати записуємо в таблицю.

Число заходів черв’яка Z1

2

Число зубів черв’ячного колеса Z 2

40

Коефіцієнт діаметру черв’яка q

10

Модуль m , мм

10

Міжосьова відстаньaW , мм

250

Основні розміри черв’яка, мм:

- ділильний діаметр d1

100

- діаметр вершин витків da1

120

- діаметр впадин витків d f 1

76

- довжина нарізної частини шліфованого

черв’яка b1

160

- ділильний кут підйому витка γ

110 19'

Основні розміри вінця черв’ячного колеса,

мм:

- ділильний діаметр d2

400

- діаметр вершин зубів da2

420

- діаметр впадин зубів d f 2

376

- найбільший діаметр d aM 2

435

- ширина вінця b2

90

Колова швидкість черв’яка V1 , м/с

2,1

Швидкість ковзання VS , м/с

2,14

ККД редуктора

0,81

Ступінь точності

7-й

Сили, що діють у черв’ ячному зачепленні,

Н:

на черв’ яку

- колова Ft1

1492

- осьова Fa1

5970

- радіальна Fr1

2173

на черв’ячному колесі

- колова Ft 2

5970

- осьова Fa2

1492

- радіальна Fr 2

2173

ЗМІСТ

ВСТУП………………………………………………………………………………………….2

1. Кінематичний та силовий розрахунок приводу…………………………………………....3

ПРИКЛАД ……………………………………………………………………………………………..5

2. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі…………………………………………....7

3. Розрахунок косозубої циліндричної передачі…………………………………………….13

ПРИКЛАД ……………………………………………………………………………………………19

4. Розрахунок конічної прямозубої передачі………………………………………………...24

ПРИКЛАД ……………………………………………………………………………………………30

5. Розрахунок черв'ячної передачі…………………………………………………………...36

ПРИКЛАД ……………………………………………………………………………………………39

ДОДАТКИ…………………………………………………………………………………………….44

Таблиця 1. Орієнтовні значення ККД деяких механічних передач.................................................

45

Таблиця 2. Електродвигуни асинхронні серії 4А..............................................................................

46

Таблиця 3. Орієнтовні значення коефіцієнта KHβ для зубчастих передач редукторів, що

47

працюють при змінному навантаженні..............................................................................................

Таблиця 4. Значення коефіцієнта KFβ.................................................................................................

48

Таблиця 5. Орієнтовні значення коефіцієнта KFV..............................................................................

49

Таблиця 6. Коефіцієнт форми зуба YF для циліндричних коліс.......................................................

50

Таблиця 7. Значення коефіцієнта KHα для косозубих передач........................................................

50

Таблиця 8. Значення коефіцієнта KHβ................................................................................................

51

Таблиця 9. Допустимі контактні напруження для черв'ячних коліс із умови стійкості проти

заїдання……………………………………………………………………………………………….52

Таблиця 10. Значення модулів m та коефіцієнта q діаметра черв'яка............................................

53

Таблиця 11. Значення кута підйому γ на ділильному циліндрі черв'яка…………………………54

Таблиця 12. Приведені коефіцієнт тертя f та кут тертя ρ′ при роботі черв'ячного колеса з

олов'янистої бронзи по стальному черв'яку......................................................................................

55

Таблиця 13. Коефіцієнт деформації черв'яка θ …………………………………………………...56

Таблиця 14. Коефіцієнт форми зуба YF для черв'ячних коліс..........................................................

56