2.4 Определение геометрических размеров колеса и червяка
Размеры червяка:
- делительный диаметр:
- начальный диаметр:
- диаметр вершин витков:
- диаметр впадин витков:
- делительный угол подъема витка:
- длина нарезаемой части червяка:
Принимаем ближайшее значение по ряду Ra 40 b1 = 125 мм.
Размеры червячного колеса:
- делительный диаметр:
- диаметр вершин зубьев:
- диаметр впадин зубьев:
- наибольший диаметр колеса:
- ширина венца:
В соответствии с рядом Ra 40 принимаю b2 = 50 мм.
- радиусы закруглений зубьев:
- условный угол охвата червяка венцом колеса:
Эскиз передачи показан на рисунке 2.
Рисунок 2 – Геометрические параметры червячной передачи
2.5 Уточнение коэффициента полезного действия передачи
Величину КПД определяем по формуле:
где φ - угол трения, соответствующий скорости скольжения.
Определяю величину фактической скорости скольжения:
Угол трения φ, соответствующий фактической скорости скольжения, равен φ = 20 .
Фактический КПД передачи равен:
Фактический КПД больше принятого предварительно, двигатель выбран верно.
Так как фактическая скорость скольжения больше принятой предварительно на небольшую величину, то величина коэффициента износа не меняется и равна Сv = 1.11. Фактическое допускаемое контактное напряжение равно предварительно рассчитанному [σH] = 210МПа.
2.6 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
Контактное напряжение в передаче равно:
где Ft – окружная сила в зацеплении, Н;
K – коэффициент нагрузки.
Окружная сила равна:
Т.к. скорость скольжения равна,
,
то К = 1.
Передача недогружена. Оцениваю недогрузку.
Недогрузка не превышает 15%.Результат удовлетворительный.
2.7 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Напряжения изгиба в зубе колеса равно:
где YF – коэффициент формы зуба;
Для определения коэффициента формы зуба определяю эквивалентное число зубьев колеса:
Коэффициент формы зуба равен YF2 = 1.64
Напряжение изгиба меньше допустимого, проверка сходится.
3 Расчет валов редуктора
3.1 Выбор материала валов
В целях унификации используемых материалов валы редуктора выполнены из стали 18ХГТ, термообработка – улучшение 2.
Предел σ-1 выносливости гладких образцов при симметричном нагружении равен:
где σв = 980 МПа – предел выносливости стали 18ХГТ.
Предел τ-1 выносливости гладких образцов при кручении равен:
Характеристики материала сведены в таблицу 3.1.1.
Таблица 3.1.1.
Марка стали |
Термообработка |
Твердость |
σв, МПа |
σт, МПа |
σ-1, МПа |
τ-1, МПа |
18ХГТ |
Улучшение 2 |
НВ 240…30 |
980 |
780 |
421 |
244 |
3.2 Расчет быстроходного вала Ориентировочный расчет
Рисунок 3 – Схема быстроходного вала
Эскиз вала показан на рисунке 3.
Диаметр dвых1 выходного конца вала равен:
где [τ] = 20 МПа – допускаемое напряжение кручения.
Принимаю dвых1 по ГОСТ 12080 – 66* равным dвых1 = 25 мм. Длина выходного конца вала равна lвых1 = 42 мм.
Назначаем диаметры ступенек под подшипник:
Принимаю dп1 = 35 мм. Предварительно выбираем подшипник конический роликовый 7207 ГОСТ 333-79. Этот подшипник имеет следующие параметры: ширина Т подшипника равна Т1 = 17 мм, диаметр внешнего кольца Dп1=72 мм.
Длина lп1 ступеньки под подшипник равна:
Принимаю ближайшее значение по ряду Ra 40, равное lп1 = 80 мм.
Определяем размер ступени под червяком:
По Ra 40 принимаю dч = 40 мм.
Длина ступени под червяком определяется конструктивно и равна lч = 200 мм.
Определяю расстояния, необходимые для определения опорных реакций.
Расстояние Lпп1 между смежными опорами подшипников равно:
где а1 – величина смещения точки приложения реакции опоры.
Величина смещения а1 равна:
где е1 = 0.273 – коэффициент влияния осевого нагружения.
Расстояние L1 от точки приложения усилия от муфты и реакцией смежной опоры подшипника равно:
Расстояние Lз1 от точки зацепления до точки приложения реакции смежной опоры подшипника равно:
