Реферат: Детали машин, червячный редуктор

б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками.

2.1. Выбор двигателя, кинематический расчет привода.

2.1.1. Требуемая мощность рабочей машины: Р рм = 4 кВт.

2.1.2. Определим общий коэффициент полезного действия (кпд) привода: η= η _зп * η_пк * η _кп, где

η _зп = 0,85 – кпд червячной передачи,

η _пк = 0,99 – кпд подшипников качения ( 2 пары),

η _кп = 0,95 – кпд клиноременной передачи.

η = 0,85. 0,99². 0,95 = 0,79143075.

2.1.3. Определим требуемую мощность двигателя:

Р_дв = Р_рм / η = 4 / 0,79143075 = 5,054 кВт.

2.1.4. Определим номинальную мощность двигателя:

Р _ном  Р_дв , Р_ном = 5,5 кВт.

2.1.5. Выбираем тип двигателя по табл. К9:

Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый типа 4АМ100L2У3, с частотой вращения 3000 об/мин,

n _ном. = 2880 об/ мин.

2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.2.1.Частота вращения выходного вала редуктора:

n_рм = 55 об/мин.

2.2.2. Определим передаточное число привода:

U = n_ном1/n_рм = 2880/55 =52,36.

2.2.3. Определим передаточные числа ступеней привода:

U = U_зп. U_оп = 20. 2,618

2.2.4. Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n_рм:

Δn_рм= n_{рм *}δ /100 = 55*5/ 100 = 2,75 об/мин.

2.2.5. Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины:

[n_рм] = n_рм + ∆ n_рм = 55+2,75 = 57,75 об/мин.

2.2.6. Определим фактическое передаточное число привода:

U_ф= n_ном/[n_рм] = 2880/57,75 = 49,87.

2.2.7. Уточняем передаточные числа:

U_зп=10

U_оп=4,987

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода:

2.3.1. Мощность: Р_дв=5,5 (КВт)

Быстроходный вал: Р₁=Р­_дв*η_оп*η_пк=5,5*0,95*0,99=5,17275

Тихоходный вал: Р₂=Р₁*η_зп*η_пк=5,17275*0,85*0,99=4,3528

Введение

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи. Передачи классифицируются:

По принципу действия:

а) с использованием сил трения (фрикционные, ременные).

б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками.

2.1. Выбор двигателя, кинематический расчет привода.

2.1.1. Требуемая мощность рабочей машины: Р рм = 4 кВт.

2.1.2. Определим общий коэффициент полезного действия (кпд) привода: η= η _зп * η_пк * η _кп, где

η _зп = 0,85 – кпд червячной передачи,

η _пк = 0,99 – кпд подшипников качения ( 2 пары),

η _кп = 0,95 – кпд клиноременной передачи.

η = 0,85. 0,99². 0,95 = 0,79143075.

2.1.3. Определим требуемую мощность двигателя:

Р_дв = Р_рм / η = 4 / 0,79143075 = 5,054 кВт.

2.1.4. Определим номинальную мощность двигателя:

Р _ном  Р_дв , Р_ном = 5,5 кВт.

2.1.5. Выбираем тип двигателя по табл. К9:

Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый типа 4АМ100L2У3, с частотой вращения 3000 об/мин,

n _ном. = 2880 об/ мин.

2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.2.1.Частота вращения выходного вала редуктора:

n_рм = 55 об/мин.

2.2.2. Определим передаточное число привода:

U = n_ном1/n_рм = 2880/55 =52,36.

2.2.3. Определим передаточные числа ступеней привода:

U = U_зп. U_оп = 20. 2,618

2.2.4. Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n_рм:

Δn_рм= n_{рм *}δ /100 = 55*5/ 100 = 2,75 об/мин.

2.2.5. Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины:

[n_рм] = n_рм + ∆ n_рм = 55+2,75 = 57,75 об/мин.

2.2.6. Определим фактическое передаточное число привода:

U_ф= n_ном/[n_рм] = 2880/57,75 = 49,87.

2.2.7. Уточняем передаточные числа:

U_зп=10

U_оп=4,987

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода:

2.3.1. Мощность: Р_дв=5,5 КВт

Быстроходный вал: Р₁=Р­_дв*η_оп*η_пк=5,5*0,95*0,99=5,17275

Тихоходный вал: Р₂=Р₁*η_зп*η_пк=5,17275*0,85*0,99=4,3528

8.2 2-й вал

Дано: F_t2=8997 (H), F_r2=3275 (H),F_a2=2138(H)

l_T=94 (MM), l_M=149(MM),F_M=6707(H),d₂=160(MM)

1.ВЕРТИКАЛЬНАЯ ПЛОСКОСТЬ

А) ОПРЕДЕЛЯЕМ ОПОРНЫЕ РЕКЦИИ

ПРОВЕРКА:

Б) СТРОИМ ЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХ МОМЕНТОВ

ОТНОСИТЕЛЬНО ОСИ Х :

2. ГОРИЗОНТАЛЬНАЯ ПЛОСКОСТЬ

а) ОПРЕДЕЛЯЕМ ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ

ПРОВЕРКА:

б) СТРОИМ ЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХ МОМЕНТОВ ОТНОСИТЕЛЬНО ОСИ У:

в ХАРАКТЕРНЫХ СЕКЦИЯХ

3.ОПРЕДЕЛЯЕМ ЭПЮРУ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ

4.ОПРЕДЕЛЯЕМ СУММАРНЫЕ РАДИАЛЬНЫЕ РЕАКЦИИ.

5.ОПРЕДЕЛЯЕМ СУММАРНЫЙ ИЗГИБАЮЩИЕ МОМЕНТЫ В НАИБОЛЕЕ НАГРУЖЕННЫХ СЕЧЕНИЯХ, Н*М

9. Проверочный расчет подшипников.

9.1. Быстроходный вал.

Подшипники установлены в распор. (см. рис. 9.1.б)

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям выбираем формулы для определения R_Е:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

9.2. Тихоходный вал.

₂=6,0,47 (с^-1) ,F_A2=2138 (H), R₁=15131(H), R₃=13297 (H)

ПОДШИПНИКИ 7212

Подшипники установлены в распор.

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям

Соответствующие формулы для определения R_Е:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.

10. Конструктивная компоновка привода.

10.1. Конструирование червячного колеса.

Так как диаметр колеса небольшой, то необходимо его изготовить цельнокованым.

10.2.Конструирование червяка.

Червяк выполняется заодно с валом.

А) конец вала.

10.3. Выбор соединений.

Шпонки: на конце I вала – 8 7 30

под колесом червячным – 2012 60

на конце II вала – 16 10  60

Расчет шпонки под колесом.

, ГДЕ []см=110…190 ()

F_t2 =8997 (H)

10.4. Крышки подшипниковых узлов:

Манжета армированная ГОСТ 8752-79

d = 35 D=58 h₁ = 10 d =60 D =85 h₁ =10

Крышки торцовые

Для защиты подшипников от продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом, подшипниковые узлы закроем с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами.

Толщина шайб 1,2…2 мм., зазор между корпусом и наружным диаметром шайбы 0,2.ю..0,6 мм.

10.5. Конструирование корпуса редуктора.

10.5.1 Форма корпуса.

Корпус разъемный по оси колеса.

А) толщина стенок корпуса и ребер жесткости:

=5.8

Принимаем 6 (MM)

Б) диаметр болтов фланцев:

d₁= M14- фундаментный

d₂=M12-крепления корпуса и крышки по бабкам

d₃=M10 -//-//-//-//-//-//-//-// по фланцам

d₄=M10- крепление торцевых крышек

d₅=M6- крепление крышки смотрового мока

В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА МАСЛА

Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ УРОВНЯ МАСЛА

Д) КОНТРОЛЬ УРОВНЯ масла

Жезловый маслоуказатель ( рис. 10.63)

Е) слив масла

Пробка сливная (рис. 10.30)

Ж) отдушина (рис. 10.67)

Проверочные расчеты.

А) фундаментный фланец основания корпуса

Б) фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса.

Количество болтов на одну сторону корпуса – 2шт.

H₂ – графически

В) соединительный фланец крышки и основания корпуса

Г) винты для крепления крышек торцовых:

Д) фланец для крышки смотрового окна:

Смазывание.

А) смазывание зубчатого зацепления – окунание, картерный непроточный способ.

Б) Сорт масла И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87 (табл. 10.29)

Список использованной литературы.

1. Н.Г. Куклин Детали Машин М.: Высшая школа ,- 1984

2. А.Е. Шейнблинт Курсовое проектирование Детали Машин М.: Высшая школа,-1991г.

1

Введение

2

Пояснительная записка

2.1

3

Выбор материала червяка

4

Расчет червячной передачи

5

6

Нагрузки валов редуктора

6.1

6.2

Определение консольных сил

6.3

Силовая схема нагружения валов редуктора

7

Проектный расчет валов

12-13^а

7.1

7.2

Выбор допускаемых напряжений на кручение

7.3

7.4

7.5

Эскизная компоновка редуктора

8

Расчетная схема валов редуктора

8.1

Определение реакций в опорах подшипника

8.2

9

Проверочный расчет подшипников качения

10

Конструктивная компоновка привода

11

Проверочные расчеты

12

Технический уровень редуктора

13

Список использованной литературы

14

Приложения

10;14^а;15

15

Графическая часть

6. Нагрузки валов редуктора.

6.1. Определение сил в червячном зацеплении:

Окружная: F_t

F_t

Радиальная: F_r

Осевая: F_a1=F_t=8997 (H) F_A=F_t=2138 (H)

6.2. Определение консольных сил на выходные концы валов:

F_M

С= 1542 F_M1=C=r=1542*3=4626

F_{K МУФТ (НА ТИХ. ВАЛУ)}=2488

F_{K (НА БЫСТРОХОДНОМ ВАЛ)}=5440

6.3. Силовая схема нагружения валов редуктора.

(СМ. приложение № 1)

Направление витков червяка – правое.

Направление вращения двигателя – правое.

7. Проектный расчет валов. Эскизная компановка редуктора.

7.1. Выбор материала валов:

Червяк – Сталь 40Х.

Вал – Сталь 45.

7.2. Допускаемое напряжение на кручение.

²

7.3. Определение геометрических параметров ступеней валов:

I вал:

d₁=

d₁=30 ( MM)

l₁=(1.2…1.5) *d₁=( 1.2…1.5)*30=36…45

l₁=40 (MM)

d₂=d₁+2t=30+2*2.2=3.4

d₂=35 (MM)

l₂= 1.5d₂=1.5*35=45.5

l₂=45(MM)

d₃=d₂+3.2r=35+3.2*2.5

d₃=45(MM)

l₃=ГРАФИЧЕСКИ

d₄=d₂=35 (MM)

l₄=18.5=T l₄≈20(MM)

II вал.

d₁=

d₁≈55 (MM)

l₁=(1.0…1.5) d₁=(1.0…1.5)55=55…80

l₁≈70(MM)

d₂=d₁+2t=55+2*3=61

d₂≈60(MM)

l₂=1.25d₂=1.25*60=75

l₂≈80

d₃=d₂+3.2r=60+3.2*3.5=71.2

d₃≈70(MM)

l₃ Определяется Графически

d₄=d₂

l₄=T=24≈25(MM)

d₅=d₃+3*f=70*3.25=77.5

d₅≈80(MM)

l₅-ОПРЕДЕЛЯЕТСЯ ГРАФИЧЕСКИ

7.4. Предварительный выбор подшипников качения:

(по ТАБ 7.2) К29 [ 2 ]выбираем

1. Конические роликовые подшипники типа 7000, так как

2. а_w 160 мм., средней серии; схема установки – в распор.

3. I вал – подшипники № 7207

II вал – подшипники № 7212

4. основные параметры подшипников

7.5. Эскизная компоновка редуктора (См. приложение№2)

X=8…10 Y > 4X= 32…40 R= d_am

S =(0.1…0.2) D =(0.1…0.2)72 =7.2…14.4 (MM) h =

h₁ = h₂= a=( T+) a₁=0.5(24.5+) =18.42 (MM)

a₂=0.5(24+)=21.92 (MM)

8. Расчетная схема валов редуктора.

8.1. I вал – определение реакций в подшипниках.

ДАНО :

Ft	d1=40 (MM)
Fr	! OM=58 (MM)
Fa=8997(H)	!б=175 (MM)
Fop=862(H)

1. Вертик. Плоск.

а. Определяем опорные р-ции

F_r1*

ПРОВЕРКА : Y=0 R_AY-F_r1+R_BY=0609.3-3275+2665.7=0

Строим эпюру изгибающих моментов

Относительно оси Х :

В характерных сечениях, Н*М: М_Х=0

М_{Х =} R_AY*

M_X 0 M_X =

2.Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции , Н:

R_BX=

R_AX=2216.7 (H)

Проверка: Х=0 F_OП-R_AX+F_t1-R_BX=0

862-2216.7+2138-783.3=0

Б) Строим эпюру изгиб. моментов относительно

Оси У в характерных сечениях

М_у1=0 М_У2=F_ОП*l_оп=862*0.058=50 Н*М

М_У4=0 М_у3= -R_BX*=-783,3*0,0875=-68,5 ( H*M)

3.Строим эпюру крут. Моментов :

М _к=Мz=

4.Определяем суммарные радиальные реакции, Н

R

R₂

A

R_B=

5.Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*М

М₂=My₂=50 H*M M₃=

Проверочный расчет:

4.10. Определим кпд червячной передачи:

_{где =11,3,угол трения, определяется в зависимости}

_{от фактической скорости скольжения.}

4.11. Проверяем контактные напряжения зубьев колеса _н:

где F_t= 2 T₂10³/d₂

К – коэффициент нагрузки. Принимаем в зависимости от окружной скорости колеса:

т. к V₂ м /с, то К=1

4.12. Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса:

где Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.10(стр.74 ) в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса.

ZV₂=Z₂/COS³

Y

4.13. Составляем табличный ответ.(ТАБ.4.11)

6. Нагрузки валов редуктора.

6.1. Определение сил в червячном зацеплении:

Окружная: F_t

F_t

Радиальная: F_r

Осевая: F_a1=F_t=8997 (H) F_A=F_t=2138 (H)

6.2. Определение консольных сил на выходные концы валов:

F_M

Муфта на быстроходном валу. 800-1-55-1У2 ГОСТ 20884-81(К25)

С= 1542 F_M=C=r=1542*3=4626

6.3. Силовая схема нагружения валов редуктора.

(СМ. приложение № 1)

Направление витков червяка – правое.

Направление вращения двигателя – правое.

2.3.2. Частота вращения и угловая скорость:

Дв n=2880 (об/мин)

Б

Т

2.3.3. Вращающий момент Т, нм:

Дв.

Б 18,2366*2,4935*0,9*0,99=42,7675 (н*м)

Т 42,7675*20*0,85*0,99=719,17 (н*м)

3.1. Червячная передача.

3.1.1. Выбор материала червяка:

По табл. 3.1 определим марку стали для червяка:

Сталь 40Х с твердостью  45 НRCэ, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ.

По табл. 3.2 для стали 40Х – твердость 45…50HRCэ

_в =900 (Н/мм²), _т =750 ( Н/мм² )

3.1.2. Выбор материала червячного колеса:

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения:

V_s.

V_s.

В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья;

_в =700 (Н/мм² ), _т =460 (Н/мм² )

3.1.3. Определим допускаемые контактные напряжения _н и изгибные _F напряжения:

а) при твердости витков червяка  45HRCэ

_н = (табл. 3.6),

С_=0,97 – коэффициент, учитывающий износ материала

где N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы – наработка. (см. 3.1. п. 2а)

, где =6,047 =15*10⁵

^N₂=573*6.047*15*10³=51.973*10⁶ циклов

=185 (н/мм²)

Б) коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

=0,6447

Для нереверсивных передач:

=(0,08*700+0,25*460)0,6447=

=110,(н/мм²)

Табл. 3.7

4. Расчет червячной передачи.

4.1. Определим главный параметр – межосевое расстояние

а_w=

Принимаем а_w = 100 мм ( см. табл. 13.15)

4.2. Выбираем число витков червяка z₁:

z₁ зависит от u_чер

u_чер.=20, следовательно z₁=2

4.3. Определим число зубьев червячного колеса:

z₂ = z_1* u_чер.=2*20=40

Z2=40

4.4. Определим модуль зацепления:

m = (1.5…1.7)

Принимаем m = 4

4.5. Из условия жесткости определим коэффициент диаметра червяка:

q (0.212…0.25)z₂=(0.212…0.25)*40=8.48…10

Принимаем q = 10

4.6. Определим коэффициент смещения инструмента:

x = 0,714285

4.7. Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение u от заданного u:

4.8. Определим фактическое значение межосевого расстояния:

(мм)

a_w=100(мм)

4.9. Определим основные геометрические параметры передачи:

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр: d₁=g*m=10*4=40(мм)

начальный диаметр: d_w1=m*(g+2)=4*(10+2*0)=40(мм)

диаметр вершин витков: d_a1=d₁+2*4=48(мм)

диаметр впадин витков: d_f1=d₁-2,4m=40-2,4*4=30,4(мм)

делительный угол подъема линии витков: =arctg(Z₁/g)= arctg(2/10)=11,3⁰

=11⁰18^!32^!!

длина нарезаемой части червяка:

b₁=(10+5,5*!X!+Z₁)m+c

Так как х=0,714285, то С=0

в₁=(10+5,5*0+2)*4+0=48(мм)

б) основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр: d₂=d_w2=m*z₂=4*40=160 (мм)

диаметр вершин зубьев: d_a2=d₂+2m*(1+x)=160+2*4(1+0)=168 (мм)

наибольший диаметр колеса: d_ам2≤d_a2+6m/(z₁+2)=168+6*4/2+2)=174(мм)

диаметр впадин зубьев: d_f2=d₂-2m(1,2-x)=160-2*4(1,2-0)=150,4 (мм)

ширина венца: b₂=0,355*a_w=0,355*100=35,5 (мм)

b₂=36 (мм)

радиусы закруглений зубьев: R_a=0,5d₁-m=0,5*40-4=16 (мм)

R_f=0,5d₁+1,2m=0,5*40+1,2*4=28,8(мм)

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

=103⁰

d^!=d_a1-0,5m=48-0,5*4=46 (мм)

9. Проверочный расчет подшипников.

9.1. Быстроходный вал.

Подшипники установлены в распор. (см. рис. 9.1.б)

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям выбираем формулы для определения R_Е:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

9.2. Тихоходный вал.

Подшипники установлены враспор.

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям

Соответствующие формулы для определения R_Е:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.

10. Конструктивная компановка привода.

10.1. Конструирование червячного колеса.

Так как диаметр колеса небольшой, то необходимо его изготовить цельнокованным.

10.2.Конструирование червяка.

Червяк выполняется заодно с валом.

А) конец вала.

10.3. Выбор соединений.

Шпонки: на конце I вала – 8 7 30

под колесом червячным – 2012 60

на конце II вала – 16 10  60

Расчет шпонки под колесом.

10.4. Крышки подшипниковых узлов:

Манжета армированная ГОСТ 8752-79

Крышки торцовые

Для защиты подшипников от продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом, подшипниковые узлы закроем с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами.

Толщина шайб 1,2…2 мм., зазор между корпусом и наружным диаметром шайбы 0,2.ю..0,6 мм.

10.5. Конструирование корпуса редуктора.

10.5.1 Форма корпуса.

Корпус разъемный по оси колеса.

А) толщина стенок корпуса и ребер жесткости:

Принимаем

Б) диаметр болтов фланцев:

В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА МАСЛА

Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ УРОВНЯ МАСЛА

Д) КОНТРОЛЬ УРОВНЯ масла

Жезловый маслоуказатель ( рис. 10.63)

Е) слив масла

Пробка сливная (рис. 10.30)

Ж) отдушина (рис. 10.67)

Проверочные расчеты.

А) фундаментный фланец основания корпуса

Б) фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса.

Количество болтов на одну сторону корпуса – 2шт.

H₂ – графически

В) соединительный фланец крышки и основания корпуса

Г) винты для крепления крышек торцовых:

Д) фланец для крышки смотрового окна:

Смазывание.

А) смазывание зубчатого зацепления – окунание, картерный непроточный способ.

Б) Сорт масла И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87 (табл. 10.29)

2.3.2. Частота вращения и угловая скорость:

Дв n=2880 (об/мин)

Б

Т

2.3.3. Вращающий момент Т, нм:

Дв.

Б 18,2366*2,4935*0,9*0,99=42,7675 (н*м)

Т 42,7675*20*0,85*0,99=719,17 (н*м)

3.1. Червячная передача.

3.1.1. Выбор материала червяка:

По табл. 3.1 определим марку стали для червяка:

Сталь 40Х с твердостью  45 НRCэ, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ.

По табл. 3.2 для стали 40Х – твердость 45…50HRCэ

_в =900 (Н/мм²), _т =750 ( Н/мм² )

3.1.2. Выбор материала червячного колеса:

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения:

V_s.

V_s.

В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья;

_в =700 (Н/мм² ), _т =460 (Н/мм² )

3.1.3. Определим допускаемые контактные напряжения _н и изгибные _F напряжения:

а) при твердости витков червяка  45HRCэ

_н = (табл. 3.6),[ 2 ]

С_=0,97 – коэффициент, учитывающий износ материала

где N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы – наработка. (см. 3.1. п. 2а) [2 ]

, где =6,047 =15*10⁵

^N₂=573*6.047*15*10³=51.973*10⁶ циклов

=185 (н/мм²)

Б) коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

=0,6447

Для нереверсивных передач:

=(0,08*700+0,25*460)0,6447=

=110,(н/мм²)

Табл. 3.7[ 2 ]

4. Расчет червячной передачи.

4.1. Определим главный параметр – межосевое расстояние

а_w=

Принимаем а_w = 100 мм ( см. табл. 13.15)

4.2. Выбираем число витков червяка z₁:

z₁ зависит от u_чер

u_чер.=20, следовательно z₁=2

4.3. Определим число зубьев червячного колеса:

z₂ = z_1* u_чер.=2*20=40

Z2=40

4.4. Определим модуль зацепления:

m = (1.5…1.7)

Принимаем m = 4

4.5. Из условия жесткости определим коэффициент диаметра червяка:

q (0.212…0.25)z₂=(0.212…0.25)*40=8.48…10

Принимаем q = 10

4.6. Определим коэффициент смещения инструмента:

x = 0,714285

4.7. Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение u от заданного u:

4.8. Определим фактическое значение межосевого расстояния:

(мм)

a_w=100(мм)

4.9. Определим основные геометрические параметры передачи:

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр: d₁=g*m=10*4=40(мм)

начальный диаметр: d_w1=m*(g+2)=4*(10+2*0)=40(мм)

диаметр вершин витков: d_a1=d₁+2*4=48(мм)

диаметр впадин витков: d_f1=d₁-2,4m=40-2,4*4=30,4(мм)

делительный угол подъема линии витков: =arctg(Z₁/g)= arctg(2/10)=11,3⁰

=11⁰18^!32^!!

длина нарезаемой части червяка:

b₁=(10+5,5*!X!+Z₁)m+c

Так как х=0,714285, то С=0

в₁=(10+5,5*0+2)*4+0=48(мм)

б) основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр: d₂=d_w2=m*z₂=4*40=160 (мм)

диаметр вершин зубьев: d_a2=d₂+2m*(1+x)=160+2*4(1+0)=168 (мм)

наибольший диаметр колеса: d_ам2≤d_a2+6m/(z₁+2)=168+6*4/2+2)=174(мм)

диаметр впадин зубьев: d_f2=d₂-2m(1,2-x)=160-2*4(1,2-0)=150,4 (мм)

ширина венца: b₂=0,355*a_w=0,355*100=35,5 (мм)

b₂=36 (мм)

радиусы закруглений зубьев: R_a=0,5d₁-m=0,5*40-4=16 (мм)

R_f=0,5d₁+1,2m=0,5*40+1,2*4=28,8(мм)

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

=103⁰

d^!=d_a1-0,5m=48-0,5*4=46 (мм)