Расчет закрытой передачи.

Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=50 принимаем Z1=1.

Число зубьев червячного колеса

Z2= Z1*u=1*50=50

При этом u= Z2/Z1=50/1=50

Отличие от заданного

(50-50)/50*100%=0%

По ГОСТ 2144-76 допустимо отклонение <=4%

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песчаную форму).

Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении υs=3м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [σH]=167МПа. Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы [σof]=KFL[σof]’. В этой формуле KFL=0,543 при длительной работе, когда число циклов нагружения зуба NE >25*(10)^7; [σof]’=108МПа – по табл.4.8;

[σof]=0,543*108=58,6МПа.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10.

Вращающий момент на валу червячного колеса

Т2=520,22*1000 Н*мм.

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К=1,2.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости [формула (4.19)]:

=

(50/10+1)((170/(50/10*167))²*520,22*1000*1,2)⅓=6*29,4=176,5 мм.

Модуль

m=2 а _w /(Z2+q)=2*176,5 /(50+10)= 5,8 мм

Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл.4.2) стандартные значения m=6,3 мм и q=10мм.

Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q

а _w =m(q+Z2)/2= 6,3(50+10)/2=189 мм.

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка

d1=qm=10*6,3=63 мм;

диаметр вершин витков червяка

da1= d1+2m=63+2*6,3=75,6 мм;

диаметр впадин витков червяка

df1= d1-2,4m=63 - 2,4*6,3=47,88 мм;

длина нарезанной части шлифованного червяка

b1>=(11+0,06 Z2)m+25=(11+0,06*50)6,3+25=113,2 мм;

делительный угол подъема витка γ (по табл. 4.3): при Z1=1 и q=10 γ=5º43’.

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр червячного колеса

d2= Z2m=50*6,3=315 мм;

диаметр вершин зубьев червячного колеса

da2= d2+2m= 315 +2*6,3=328 мм;

диаметр впадин зубьев червячного колеса

df2= d2-2,4m= 315 -2,4*6,3=300 мм;

наибольший диаметр червячного колеса

daM2<= da2+6m/(Z1+2)=328+6*6,3/(1+2)=340 мм;

ширина венца червячного колеса

b2<= 0,75da1=0,75*=75,6 мм;

sin δ = b2/da1-0,5*m = 44,2/(75,6-0,5*6,3) = 0,61

δ = 41,7

Окружная скорость червяка

υ1=пd1n1/60=3,14*63*936/60*1000=3,08 м/с;

Скорость скольжения

υs= υ1/cosγ=2,5/cos5.43=3,09 м/с;

при этой скорости [σH]=166МПа (см. табл. 4.9).

Отклонение (167-166)/166*100%=0,6%; к тому же межосевое расстояние по расчету было получено а _w = 176,5 мм, а после выравнивания m и q по стандарту было увеличено до а _w = 189 мм, т.е. на 7%, и пересчет а _w по формуле (4.19) делать не надо, необходимо лишь проверить σH. Для этого уточняем КПД редуктора [см. формулу (4.19)]:

при скорости υs=3,09 м/с приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка (см. табл. 4.4) ƒ’=0.03 ρ’=1º35’.

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла

ɳ=0,95*tg γ/tg (γ+ρ’)=0.95*tg 5,43/tg (5,43+1,35)=0.76.

По табл. 4.7 выбираем 7-ю степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности Кυ=1,0.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [формула (4.26)]

Кβ=1+(Z2/θ)³(1-x)

где коэффициент деформации червяка при q=10 и Z1=1 по табл.4.6 θ=108. Примем вспомогательный коэффициент x=0,6;

Кβ=1+(50/108)³(1-0,6)= 1,03

Коэффициент нагрузки

К= Кβ Кυ =1,03*1,02=1,05

Проверяем контактное напряжение [формула(4.23)]:

=

=170/50/10(520,22*1000*1,05(50/10+1)³/150³)½= 142,12 МПа < [σH]= 166 МПа.

Результат расчета следует признать удовлетворительным, так как расчетное напряжение ниже допускаемого на 5,2% (разрешается до 15%).

Дата добавления: 2015-07-19