Выбор материала.

1. Выбор марки стали и определение её механических свойств.

По табл. 3.1 [3] при мощности Р 1кВт червяк и колесо изготавливается из Сталь 45 с твёрдостью 45 HRC, термообработка – закалка ТВЧ, улучшения.

По табл. 3.2 [3] для Сталь 45 определяем: твёрдость 45…50 HRCэ, σ_в=900 Н/мм², σ_т=750 Н/мм².

2. Определяем скорость скольжения , м/с:

;

где ω₂ и Т₂ см. табл. 2.2;

u - см. гл. 2 п.11;

м/с;

3. Для изготовление венца червячного колеса, со скоростью скольжения =1,97 м/с, по рекомендациям приведенным в табл. 3.5[3] из группы 2 выбираем:

СЧ 18 который обладает σ_в=500 Н/мм², полученный способом отливки в ЗЕМЛЮ.

4. Для венца червячного колеса по табл. 3.6[3] для не реверсированной передачи определяем контактное([σ]_H) и избыточное([σ]_F) напряжение:

[σ]_H=300-25· ;

[σ]_F=0,08·σ_в +0,25·σ_т)·K_FL где K_FL – коэффициент долговечности:

K_FL= ;

где N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса:

N=573·ω₂·L_h;

где ω₂ см. табл. 2.2;

L_h см. гл. 1 п.2;

N=573·3,83·15·10³=32,9·10⁶;

K_FL= ;

[σ]_H=300-25·1,86=240 Н/мм²;

[σ]_F=(0,08·500+0,25·230)0,69=67275 Н/мм²;

табл.4.1

	Марка	Dпер	Термообработка	HRCэ	σв	σт	[σ]H	[σ]F
Червяк	СЧ 18		улучшение + закалка ТВЧ	45..50			-//-	-//-
Колесо	СЧ 18	-//-	ЗЕМЛЯ	-//-		-//-		67,3

2. Расчёт червячной передачи

1 Определяем главный параметр - межосевое расстояние , мм:

=61 ;

Где Т -вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м, см. табл. 2.2;

[σ] -допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, Н/ мм , см. табл.4.1;

=61 мм;

по рекомендациям из табл.13.15[3] округляем до ближайшего стандартного значения:

=95 мм;

2. Выбираем число витков червяка z :

т. к. u =25 (см. гл. 2 п. 11),то z =2;

3. Определяем число зубьев червячного колеса:

z = z u ;

z =2·25=50;

4. Определяем модуль зацепления m, мм:

m= (1,5…1,7) ;

m= (1,5…1,7) · = 2,85…3,23 мм;

По табл. на стр. 75 [3] выбираем стандартное значение в этих пределах:

m=3 мм;

5. Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка:

q≈ (0,212…0,25) z ;

q≈ (0,212…0,25) ·50 ≈10,6…12,5;

По табл. на стр. 75 [3] выбираем стандартное значение в этих пределах:

q=12,5;

6. Определить коэффициент смещения инструмента x:

х= ( /m) – 0,5(q+ z );

х= () – 0,5· (12,5+50)=0,42;

7. Определить фактическое передаточное число u , и проверить его отклонение Δu от заданного u:

u = ; Δu= ;

где u=16 (см. гл. 2 п. 11);

u = ; Δu= ;

8. Определить фактическое значение межосевого расстояния , мм:

=0,5m (q+ z +2x);

=0,5·3· (12,5+ 50+2·0,42)=95 мм;

9. Определить основные геометрические размеры передачи, мм

a) Основные размеры червяка:

Делительный диаметр d =qm;

d =3·12,5=37,5 мм;

Начальный диаметр d =m(q+2x);

d =3(12,5+2·0,42)=40 мм;

Диаметр вершин витков d =d +2m;

d =37,5+2·3=43,5 мм;

Диаметр впадин витков d =d -2,4m;

d =37,5-2,4·3=30,3 мм;

Делительный угол подъема линии витков =arctg();

=arctg()=9°

Длина нарезаемой части червяка b =(10+5,5|x|+ z )m+C;

При х 0, С=0;

b =(10+5,5·|0,42|+2) ·3+0=60 мм;

По табл. 13.15 [3] выбираем стандартное значение:

b =60 мм;

б) Основные размеры винца червячного колеса:

делительный диаметр d =d =mz ;

d =d =3·50=150 мм;

диаметр вершин зубьев d =d +2m(1+x);

d =150+2·3(1+0,42)=158,52 мм;

наибольший диаметр колеса d ≤d + ;

d ≤158,92+ =163,02 мм;

Диаметр впадин зубьев d =d -2m(1,2-x);

d =150-2·3(1,2-0,42)=145,32 мм;

Ширина венца:

при z =2;

b =0, 355 ;

b =0,355·95=33,725 мм;

Радиусы закругления зубьев:

R =0,5d -m;

R =0,5·37,5-3=15,75 мм;

R =0,5d +1,2m;

R =0,5·37,5+1,2·3=22,35 мм;

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2 :

sin δ= ;

sin δ= ;

δ=53°4’;

Проверочные расчеты.

1. Определяем КПД червячной передачи:

;

Где φ – угол трения, определяется в зависимости от фактической скорости:

;

;

По табл.4.9 [3] выбираем угол трения φ = 2°35’;

;

2. Проверяем контактное напряжение зубьев:σ_н, Н/мм²;

;

где , окружная сила на колесе, Н;

где Т₂ – крутящий момент, 258,12 Н·м, см. табл.2.2;

Н;

К – коэффициент нагрузки, принимается в зависимости от окружной скорости V₂ м/с:

;

;

При V₂=0,288 3 принимаем К=1;

;

=233,74<[ ]=240;

3. Проверяем нагружения изгиба зубьев колеса _F, Н/мм²;

;

К – коэффициент нагрузки, 1,см. пред. п.

где Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса. Определяется по табл. 4.10[3] в зависимости от эквиволетного числа зубьев:

;

;

Y_F2=1,45;

;

=57,43<[ ]=67,3;

табл. 4.2

Параметры	Допускаемые значения	Расчётные значения
Коэффициент КПД		0,84
Контактное нагружение σн, Н/мм^2		233,74
Напряжения изгиба F, Н/мм^2	67,3	57,43

Параметры червячной передачи

табл. 4.3

Параметры	Значения	Параметры	Значения
межосевое расстояние , мм		Ширина зубчатого венца b2 мм	33,725
модуль зацепления m, мм		Длина нарезной части b1 мм	42,99
коэффициент диаметра червяка q		Диаметры червяка
Делительный d1 мм	37,5
Делительный угол град.	106°8	Начальный d мм
Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2 град.	96°58’	Вершин витков d мм	43,5
число витков червяка z		Впадин витков d мм	30,3
зубьев червячного колеса z2		Диаметры колеса
Делительный d2=d мм
	Вершин зубьев d мм	158,52
Впадин зубьев d мм	145,32
	Наибольший d мм	163,02

5. Расчёт валов редуктора.

1. Выбор материала валов.

Выбираем для изготовление как быстроходного так и тихоходного валов. СЧ 18 обладает достаточной твердостью 269…320 НВ, σ_в=890 Н/мм², σ_т =650 Н/мм², σ_-l =380 Н/мм², термообработка – улучшение по табл. 3.2[3].

2. Выбор допускаемых напряжений на кручения. с. 110 [3]

Для быстроходного вала[τ]=10 Н/мм²,

Для тихоходного вала[τ]=20 Н/мм²,

3. Определяем геометрические параметры ступеней валов.

a) Быстроходный

б) Тихоходный

Рис. 5.1. Эскизы валов редуктора.

табл.5.1

Ступени валов и её размеры	Вал – червяка	Вал - колеса
1 – ая под элемент открытой передачи	d1	; где Mk=T1
принимаем: d1=18 мм	принимаем: d1=30 мм
l1
принимаем: l1=77мм	принимаем: l1=40мм, т.к. под муфту
2 – ая под уплотнение крышку с отверстием и подшипником	d2	, где t – высота буртика t=2 табл7.1 [3]
Округляем до диаметра внутреннего кольца подшипника по табл. К27-К30, принимаем: d2=25 мм	Округляем до диаметра внутреннего кольца подшипника по табл. К27-К30, принимаем: d2=45 мм
l2		принимаем: l2 =56 мм
3 – ая под шестерню, колесо	d3	,где r- фаски подшипника по табл. 7.2[3] r=1,6
принимаем: d3 =30 мм	принимаем: d3 =50 мм
l3	Определяется графически при эскизной компоновки

4 – ая под подшипник	d4
l4	, где В=17 мм, С=1,0 мм по табл. 10.8[3]	, где T=21 С=1,6 мм по табл. 10.8[3]
5 – ая упорная или под резьбу	d5	-//-	, где f по табл.7.1[3] f =2
принимаем: d5 =53 мм
l5	-//-	Определяется графически

4. Выбираем диаметр(d) и длину ступицы(l):

Для тихоходного вала(колеса):

, принимаем: d=80 мм

, принимаем: l=70 мм

Дата добавления: 2015-07-08