17

_{2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ}

_{2.1. Исходные данные для расчета:}

_{а) вращающий момент на валу червячного колеса T2=284.461 Нм;}

_{б) передаточное число U=40.724;}

_{в) скорость вращения червяка n1=700 об/мин;}

_{г) вращающий момент на валу червячного колеса при кратковременной перегрузке}

_{Т2пик = 1.3Т = 1.3284.461 = 369.8 (Нм)}

_{д
) циклограмма нагружения (рис.2.1.)}

_Рис.2.1.

_{2.2. По известному значению передаточного числа определяем число витков (заходов) червяка и число зубьев колеса:}

_{Принимаем Z2=40, следовательно, Uф=Z2/Z1=40/1=40}

_{2.3. Выбор материала.}

_{Ожидаемая скорость скольжения:}

_{По таблице 26 из [2] с учетом V`s выбираем материал венца червячного колеса: БрА9ЖЗЛ}

_{2.4. Расчет допускаемых напряжений.}

_{Для колес из бронзы, имеющей предел прочности В>300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения. В нашем случае (по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учета количества циклов нагружения принимаем [H]2=173 МПа.}

Определим вращающие моменты на валах:

Т₂₁ = 1.3Т_Н = 1.3284.461 = 369.8 (Нм);

Т₂₂ = Т_Н = 284.461 (Нм);

Т₂₃ = 0.3Т_Н = 0.3284.461 = 85.338 (Нм);

_{Определим срок службы передачи (в часах):}

_{где lлет - количество лет безотказной работы передачи;}

_{kгод – годовой коэффициент, равный 0.6;}

_{kсут – суточный коэффициент, равный 0.3}

_{Определим время действия вращающих моментов:}

_{2.5. Предварительное значение коэффициента диаметра.}

_{2.6. Ориентировочное значение межосевого расстояния.}

_{где K - коэффициент неравномерности нагрузки;}

_{KV – коэффициент динамической нагрузки.}

_{В предварительных расчетах принимают произведение KKV=1.1…1.4 , мы примем это произведение равным 1.2}

_{T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, Нм.}

2
.7. Предварительное значение модуля, мм.

_{Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется по рекомендации ГОСТ 2144-76 (таблица 28 [2]) с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента. Принимаем m = 5.0 и q=10}

_{2
.8. Уточняем межосевое расстояние.}

Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда: …100;125;160…

_{Принимаем aw = 125мм.}

_{2
.9. Коэффициент смещения.}

_{2.10. Проверочный расчет по контактным напряжениям.}

2.10.1. Угол подъема витка червяка.

_{2.10.2. Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления, м/с.}

г
де d₁ = mq = 5.010 = 50 (мм)

2.10.3. По скорости скольжения V_S выбираем (по таблице 29 [2]) степень точности передачи (8 степень) и определяем коэффициент динамической нагрузки K_V=1.25

1. Коэффициент неравномерности нагрузки.

г
де  - коэффициент деформации червяка, определяемый по таблице 30 [2] в зависимости от q и Z₁, равный 108

_{Ti и ti – вращающий момент и время его действия на i-той ступени по гистограмме нагружения;}

_{Т2ср – среднее значение вращающего момента на валу червячного колеса;}

_{Т2max– максимальный из числа длительно действующих вращающих моментов.}

_{Т2max = 284.461 (Нм)}

Т
огда коэффициент неравномерности нагрузки равен:

_{2.10.5. Расчетные контактные напряжения.}

_{2.11. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.}

1. _{Эквивалентное число зубьев колеса.}

1. _{Коэффициент формы зуба колеса выбираем по таблице 31 [2] :}

1. _{Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса.}

_{[F]2=0.25T+0.08B – допускаемые напряжения для всех марок бронз, значения T и B приведены в таблице 26 [2]}

_{[F]2=0.25245+0.08530=103.65 (МПа)}

_{Условие прочности выполняется, так как F2<[F]2, следовательно, m и q были нами выбраны верно.}

_{2.12. Проверочные расчеты по пиковым нагрузкам.}

_{2.12.1. Проведем проверку по пиковым контактным напряжениям во избежание деформации и заедания поверхностей зубьев.}

_{Условие прочности имеет вид:}

max,

_{г
де [H]max=2T – предел прочности для безоловянистых бронз, [H]max=2245=490(МПа)}

_{H2max<[H]max, следовательно, условие прочности по пиковым контактным напряжениям выполняется.}

_{2.12.2. Пиковые напряжения изгиба.}

_{Условие прочности по пиковым напряжениям изгиба:}

[
_F2]_max = 0.8_T = 0.8245 = 196 (МПа)

_{F2max<[F2]max, следовательно, условие прочности по пиковым напряжениям изгиба выполняется.}

_{2.13. Геометрический расчет передачи.}

_{Основные геометрические размеры червяка и червячного колеса определяем по формулам, приведенным в таблице 32 [2].}

Диаметры делительных окружностей для червяка:

d₁ = mq = 510 = 50 (мм)

_{для колеса:}

_{d2 = mZ2 = 540 = 200 (мм)}

_{Диаметры вершин для червяка:}

d_a1 = d₁ + 2m = 50 + 25 = 60 (мм)

_{для колеса:}

d_a2 = d₂ + 2m(1 + x) = 200 + 25(1 + 0) = 210 (мм)

_{Высота головки витков червяка:}

h_a1 = m = 5 (мм)

_{Высота ножки витков червяка:}

h_f1 = 1.2m = 1.25 = 6 (мм)

_{Диаметр впадин для червяка:}

_{df1 = d1 – 2hf1 = 50 - 26 = 38 (мм)}

_{для колеса:}

_{df2 = d2 - 2m(1.2 + x) = 200 - 25(1.2 + 0) = 188 (мм)}

_{Длина нарезанной части червяка (формула из таблицы 33 [2]):}

_{b1 = (11 + 0.06Z2)m = (11 + 0.0640)5 = 67 (мм)}

_{Наибольший диаметр червячного колеса:}

Ш

ирина венца червячного колеса:

_{b2  45 мм}

_{Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса:}

_{R = 0.5d1 – m = 0.550 – 5 = 20 (мм)}

_{Межосевое расстояние (проверка):}

_{aw = 0.5m(q + Z2 + 2x) = 0.55(10 + 40 + 20) = 125 (мм)}

_{2.14. Данные для контроля взаимного положения разноименных профилей червяка (в дальнейшем указываются на рабочих чертежах)}

_{Делительная толщина по хорде витка:}

_{Высота до хорды витка:}

=

_{2.15. Силы в зацеплении червячной передачи.}

_{2
.15.1. Окружная сила червячного колеса (Ft2) и осевая сила червяка (Fa1).}

1. _{Окружная сила червяка (Ft1) и осевая сила червячного колеса (Fa2).}

_{Ft1 = Fa2 = Ft2tg( + ) = 2844.61tg(5.7106 + 2.2) = 395.259 (H)}

_{здесь  - это угол трения, который может быть определен в зависимости от скорости скольжения Vs по таблице 34 [2]. Для нашего случая =2.2}

1. _{Радиальная сила червяка (Fr1) и червячного колеса (Fr2).}

F_r1 = F_r2 = 0.37F_t2 = 0.372844.61 = 1052.506 (H)

_{2.16. Тепловой расчет червячной передачи.}

_{2.16.1. Приближенное значение К.П.Д. червячной передачи.}

0.95 в данном случае – это множитель, учитывающий потери энергии на перемешивание масла при смазывании окунанием.

1. Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха.

_{[tм] – максимально допустимая температура нагрева масла (обычно 75…90C);}

_{P1=1.293кВт – подводимая мощность (мощность на валу червяка);}

_{КТ=8…17.5 Вт/(м}²_{С) – коэффициент теплопередачи корпуса (большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха) Примем КТ=14 Вт/(м}²_С);

_{t0 – температура окружающего воздуха, 20С;}

_{A
– площадь свободной поверхности охлаждения корпуса, включая 70% площади поверхности ребер и бобышек, м}²

_{а – межосевое расстояние червячной передачи, м;}

<sub>
- коэффициент,учитывающий теплоотвод в раму или плиту (=0.2)</sub>

_{tм < [tм] , следовательно, редуктор специально охлаждать не надо.}

2.17. Расчет червяка на жесткость.

Расстояние между серединами опор вала червяка при приближенном расчете можно принимать равным:

L = 0.95d₂ = 0.95200 = 190 (мм)

_{Правильность зацепления червячной пары может быть обеспечена лишь при достаточной жесткости червяка. Средняя допускаемая стрела прогиба [f] червяка может быть принята:}

Стрела прогиба червяка, вал которого опирается на два радиально-упорных подшипника определяется по формуле:

Здесь

_{L – расстояние между серединами опор;}

_{Jпр – приведенный момент инерции сечения червяка, определяемый по эмпирической формуле:}

Найдем реальную стрелу прогиба:

f < [f], следовательно, условие жесткости выполняется.