3.5.2 Основные параметры передачи

Число заходов (витков) червяка z₁ зависит от передаточного числа и₁ и минимального числа зубьев червячного колеса из условия не подрезания

z_2min = 28.

Так как и₁ = 30, принимаем однозаходный червяк z₁ = 1.

Условие z₂ < z_2min = 28 выполняется.

Модуль передачи (зацепления)

m₁ = (1,5…1,7) a₁/z₂ = (1,5…1,7)·140/30 = 7…7,93 мм.

Округляем в большую сторону и принимаем из таблицы 29 [11] стандартное значение модуля m₁ = 8 мм.

Относительный диаметр червяка q = 2а₁/m₁ – z₂ = 2·140/8-30 = 5.

Минимально допустимое значение q из условия жесткости червяка

q_min = 0,212·30 = 6,36.

По таблице 29 [11] принимаем стандартное значение q = 8.

Нарезание зубьев производится без смещения инструмента.

Фактическое передаточное число и₁ = и_ф = z₂/z₁ = 30/1 = 30.

3.5.3 Геометрические размеры червяка и колеса

Диаметр делительный червяка d₁ = m₁q = 8·8 = 64 мм.

Диаметр вершин витков червяка d_а1 = d₁ + 2m₁ = 64 + 2·8 = 80 мм.

Диаметр впадин витков червяка d_f1 = d₁ – 2,4m = 64 – 2,4·8 = 44,8 мм.

Длина нарезной части червяка в₁ =(15,5 + z₁)m₁ = (15,5 + 1) 8 = 132 мм.

Диаметр делительной окружности колеса d₂ = m₁z₂ = 8·30 = 240 мм.

Уточнение межосевого расстояния

a₁ = 0,5 (d₁ + d₂) = 0,5 (64 + 240) = 152 мм.

Диаметр окружности вершин зубьев колеса

d_а2 = d₂ + 2m₁ = 240 + 2·8 = 256 мм.

Диаметр колеса наибольший

d_ам2 ≤ d_а2 + 6m₁ / (z₁ + 2) = 256 + 6·8/(1 + 2) = 272 мм

Ширина зубчатого венца в₂ = Ψ_а а₁ = 0,355·152 = 54 мм,

где ψ_а= 0,355 при z₁ =1 и z₁ = 2.

Высота головки зуба h_a = m₁ = 8 мм.

Высота ножки зуба h_f = 1,2 m₁ = 1,2·8 = 9,6 мм.

Высота зуба h = h_a + h₃ = 8 + 9,6 = 17,6 мм.

Шаг зацепления p = πm₁ = 3,14·8 = 25,12 мм.

Толщина зуба s, равная ширине впадины e, т.е.

s = e = 0,5p = 0,5·25,12 = 12,56мм.

Радиальный зазор С = 0,2∙m₁ = 0,2·8 = 1,6мм.

Угол наклона (подъема) линии витка червяка

γ = arctq(z₁/q) = arctq(1/8) = 7⁰6'.

Фактическая скорость скольжения в зацеплении и уточнение допускаемого напряжения [σ]_н.

V_s.ф. = V₁/cosγ = πd₁n₁/(60000·cosγ) = 3,14·64·1500/(60000·0,992)= 5,0 м/с.

V_s.ф = 5,0 м/с отличается от предварительно принятой (смотри п.3.2) V_s. = 4,79 м/с. Поэтому

[σ]_Н = [σ]_Н0 – 25 V_s = 300 – 25,5 = 175 Н/мм².

3.5.4 Коэффициент полезного действия червячной передачи

Расчетная формула: η₁ = 0,95 tq γ / tq (γ + ρ¹),

где ρ¹ – приведенный угол трения, определяемый экспериментально, зависит от скорости скольжения υ_s.

Из таблицы 30 [11] находим ρ^/ = 1⁰20' и

η₁ = 0,95 tq 7⁰ / tq 8⁰20' = 0,95·0,1246 / 0,146 = 0,81,

что практически соответствует предварительно выбранному значению КПД η₁ = 0,8.

2.5.5 Тепловой расчет передачи

Температура нагрева масла в корпусе определяется по формуле

t_раб = [(1 – η) P₁ / К_тА] + t_в ,

где η = η₁ η₂ – КПД редуктора;

P₁ = Т₁ ω₁ – мощность на валу-червяке, Вт;

К_т = 12…18 Вт / ( м² ∙С) – коэффициент теплоотдачи;

А, м² – площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора, определяемая приближенно по таблице 32 [11] в зависимости от межосевого расстояния цилиндрической передачи a₂ = 210 мм, определяющей, главным образом, размеры корпуса;

t_в = 20⁰ С – принимаемая температура окружающей среды.

Допускаемая температура нагрева масла [t_в] = 80…95⁰ С.

Расчет: η = 0,81·0,97 = 0,79; P₁ = 14,6·157 = 2292 Вт;

А = 0,9 м² (таблица 32, [11]);

t_р = [(1 – 0,79)·2292 /(12…18)·0,9] + 20⁰ С = (66…50)⁰ С.

Вывод: условия естественного охлаждения обеспечивают работу редуктора без перегрева, так как t_рад = 66⁰ < [t_м] = 95⁰ С.