Определение геометрических размеров червяка и колеса

Червяк:

 

Делительный диаметр d₁=m·q (2.11)

 

d₁=6,3·8=50,4мм

 

Начальный диаметр d_w1=m(q+2x) (2.12)

 

d_w1=6,3·(8+2·(-0,16))=48,4мм

 

Диаметр вершин витков d_a1=d₁+2m (2.13)

 

d_a1=50,4+2·6,3=63мм

 

Диаметр впадин d_b1=d₁-2,4m (2.14)

 

d_b1=50,4-2,4·6,3=35,28мм

 

Длина нарезной части червяка b₁ (11+0,06Z₂)m (2.15)

 

b₁ (11+0,06·32)·6,3=81,4 принимаем b₁=82мм.

 

Угол подъема линий витков червяка  

 

Червячное колесо:

 

Делительный диаметр d₂= m·Z₂ (2.16)

 

d₂= 6,3·32=201,6мм

 

Диаметр вершин зубьев в среднем сечении d_a2=m(Z₂+2+2x) (2.17)

 

d_a2=6,3·(32+2+2·(-0,16))=212,2мм

Наибольший диаметр колеса d_am2 d_a2+6m/(Z₁+2) (2.18)

 

d_am2 212,2+6·6,3/(1+2)=224,8мм

 

Диаметр впадин в среднем сечении d_b2=m(Z₂-2,4+2x) (2.19)

 

d_b2=6,3·(32-2,4+2·(-0,16))=184,5мм

 

Ширина колеса b₂ 0,75 d_a1 (2.20)

 

b₂ 0,75·63=47,25мм

принимаем b₂=47мм.

Определение скорости скольжения и КПД червячной передачи

, (2.21)

 

где V₁ – окружная скорость червяка, м/с.

 

 (2.22)

 

 

КПД червяка: , (2.23)

 

где приведённый угол трения, φ' = 2,3˚

Проверочный расчёт передачи на контактную прочность

, (2.24)

где q₁ = q+2x; (2.25)

 

q₁=8+2∙(-0,16)=7,68

K – коэффициент нагрузки,

 

К=К_β·К_V , (2.26)

 

где К_β – коэффициент концентрации нагрузки;

К_V – коэффициент динамической нагрузки.

 

К_β=1+(Z₂/Θ)³·(1-x), (2.27)

 

где Θ – коэффициент деформации червяка, Θ=72;

х – коэффициент режима работы червячной передачи.

 

х=(a₁b₁+a₂b₂+…+a_ib_i) (2.28)

 

x=(0,0005·1,5+0,5·1+0,5∙0,5)=0,75

К_β = 1+(32/72)³·(1-0,75)=1,02

Для нахождения К_V определяют окружную скорость колеса V₂, м/с:

 

V₂=  (2.29)

 

V₂=

V₂=0,23<3м/с => принимаем К_V=1.

К=1·1,02=1,02

Уточняем допускаемое напряжение:

=218,5МПа > σ_Н=152,66МПа

Условие контактной прочности выполняется.

Проверка зубьев колеса на напряжения изгиба

,

 

где Y_F – коэффициент формы зуба, который принимают в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса Z_V2.

 

Z_V2=Z₂/cos³γ_w (2.31)

 

Z_V2=32/cos³7,42=32,65

Назначаем Y_F = 1,43.

σ_F=4,44МПа < =70,74МПа.

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

Определение усилий в зацеплении

 

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

 

F_t2=F_a2=2T₂/d₂ (2.32)

 

F_t2=2·380,96/201/6=3,78кН

Окружная сила на червяке, равная окружной силе на колесе:

 

F_a2=2T₁/d_w1 (2.33)

 

F_b1=2·15,12/48,4=0,62кН

 

Радиальная сила:F_r= F_t2·tgα_x , (2.34)

 

где α_x =20˚ - угол зацепления.

F_r=3,78·tg20=1,38кН.

Тепловой расчёт.

t_раб=20˚+ , (2,35)

где ψ – коэффициент, учитывающий отвод тепла тела в плиту или раму, ψ=0,3;

 - допускаемая температура нагрева масла, =95˚С;

К_т – коэффициент теплоотдачи, К_т = 9 (Вт/м²·˚С)

А – площадь поверхности охлаждения, кроме поверхности дна, м².

Приближённо площадь поверхности охлаждения можно определить по соотношению:

А=12·а_w^1,71

11

А=0,35м²

t_раб=20˚+

Охлаждение за счёт поверхности корпуса редуктора.

 

Расчёт валов

Расчёт тихоходного вала

Материал вала Сталь 45.

σ_в=580МПа

σ_т=320МПа

Предварительный расчёт диаметров тихоходного вала

a) Для выходного конца диаметр тихоходного вала:

Принимаем d=40мм

b) Для диаметра под подшипник:

 

d_n≥d+2t,

 

где t – высота буртика, t=2,5

d_n=40+2∙2

принимаем стандартное значение по внутреннему кольцу подшипника d_n=45мм.

c) Диаметр вала под колесо рассчитываем по формуле:

 

d_δn=d_n+3r,(4.12)

 

где r – координата фаски подшипника, r=2

d_δn=45+3·2=52мм