1.3 Расчет значений частот вращения валов привода.

n_дв = 1415 об/мин

n_вх = n_дв/U_оп = 1415/2,36=600 об/мин

n_вых = n_вх/u_зп = 600/20= 30 об/мин

n_рм = n_вых = 30 об/мин

1.4. Расчет значений угловых скоростей валов привода.

_дв = n_дв*π/30 = 148,2рад/с

_вх=_дв/U_оп = 62,8рад/с

_вых=_вх/U_зп = 3,14 рад/с

_рм=_вых = 3,14 рад/с

1.5 Расчет значений мощностей на валах привода.

P_дв = 1,31кВт

P_вх = P_двη_опη_пк = 1,31*1000*0,97*0,995=1,264кВт

P_вых = P_вхη_зпη_пк = 1,264*1000*0,8*0,995 = 1,006кВт

P_рм = P_выхη_мη_пк = 1,006*1000*0,98*0,995 = 0,98кВт

Результаты расчетов сводим в таблицу

Вал	T, Н*м	n , об/мин	ω, м/с	P, кВт
Двигатель	8,84	1415	148,2	1,31
Вход	20,1	600	62,8	1,264
Выход	320,4	30	3,14	1,006
Рм	312,4	30	3,14	0,98

Глава 2. Эскизное проектирование зубчатого редуктора.

2.1 Проектирование зубчатой передачи

Принимаем материал для червяка, согласно рекомендациям [1c.49], сталь 45 с твердостью>HRC45, термообработка – закалка; для стали 45: твердость 235…262 НВ, σ_в=780 Мпа, σ_т=540 МПа.

Определяем скорость скольжения:

v_s = 4,3*U_зп*₂*10^-3*Т₂^1/3 = 4,3*20*3,14*10^-3*320,4^1/3 = 1,8 м/с,

при v_s<5 м/с рекомендуется [1 c54]бронза БрА10Ж4Н4, способ отливки – центробежный: _в = 700 МПа, _т = 460 МПа. Использование в качестве материала червячного колеса чугуна, приводит к большому значению межосевого расстояния и высокому значению критерий технического уровня редуктора (γ > 0,2).

Для материала венца червячного колеса определяем допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 300 – 25v_s = 300 – 251,8 = 255 МПа.

Определяем допускаемые изгибные напряжения:

для реверсивной передачи []_F=0,16* σ_в*K_FL,

где K_FL – коэффициент долговечности при расчете на изгиб,

K_FL=(10⁶/N)^1/9=(10⁶/(5733,1423600))^1/9=0,668.

Тогда []_F=0,167000,668 = 75 МПа.

Элемент передачи	Марка материала	Термооб-работка	σв	σ-1	[σ]Н	[σ]F
			Н/мм2
Червяк	Сталь 45	Закалка >HRC45	780	335	-	-
Колесо	Сборное: венец – БрА10Ж4Н4		700	460	255	75

Проектный расчет.

Межосевое расстояние:

,

принимаем ближайшее большее значение согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 125 мм.

Число витков червяка:

U_зп=20→z₁=2.

Число зубьев колеса:

z₂ = z₁*U_зп =2*20= 40.

Модуль зацепления:

m=1,6*a_w/z₂=1,6*125/40=5.

Коэффициент диаметра червяка:

q = 0,25*z₂=0,25*40=10.

Коэффициент смещения инструмента x:

x = a_w/m – 0,5*(q+z₂) = 125/5-0,5*(10+40) = 0.

Фактическое передаточное отношение:

U_ф = z₂/z₁ = 40/2 = 20.

Отклонение фактического значения от номинального

ΔU=(|(U_ф-U)|/U)*100%=(|(20 – 20)|*100/20)% =0%, допустимо 4%.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = 0,5*m*(q+z₂+2*x) = 0,5*5*(10+40+2*0) = 125мм.

Основные геометрические размеры передачи.

Делительный диаметр червяка:

d₁ = q*m =10*5 = 50 мм

Начальный диаметр червяка:

d_w1 = m*(q+2x) = 5*(10+2·0) = 60 мм

Диаметр вершин витков червяка:

d_a1 = d₁+2*m = 50+2*5 = 60 мм.

Диаметр впадин витков червяка:

d_f1 = d₁ – 2,4*m = 50 – 2,45 = 38 мм.

Длина нарезаемой части червяка:

b₁ = (10+5,5*|x|+z₁)*m + C = (10+5,5*0+2)*5+0 = 60 мм,

где при х ≤ 0 С = 0.

Делительный угол подъема линии витка:

 = arctg(z₁/q) = arctg(2/10) = 11,31º.

Делительный диаметр колеса:

d₂ = m*z₂ = 5*40= 200 мм.

Диаметр выступов зубьев колеса:

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

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2 = d₂ – 2*m*(1,2 – x) = 200 – 2*5*(1,2 - 0) = 188 мм.

Наибольший диаметр зубьев колеса:

d_am2 ≤d_a2+6*m/(z₁+2) = 210+6*5/(2+2) 218 мм.

Ширина венца колеса:

b₂ = 0,355*a_w = 0,355*125 = 44 мм.

Радиусы закруглений зубьев:

R_a=0,5*d₁-m=0,5*50-5=20мм,

R_f=0,5*d₁+1,2*m=0,5*50+1,2*5=31мм.

sin ∂ = b₂/(d_a1-0,5*m)=44/(60-0,5*5)=0,78→∂ = 51,5º.

Условный угол обхвата червяка венцом колеса:

2∂ = 2*51,5 = 103º.

Силы действующие в зацеплении.

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2Т₂*10³/d₂ = 2*320,4*10³/200 = 4005H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 = F_t2 *tg = 4005*tg20 =1458 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 2Т₁*10³/d₁ = 2*20,1*10³/50 =1005H.

Проверочный расчет.

Фактическое значение скорости скольжения:

v_s = U_ф₂d₁/(2*cos*10³) = 20*3,14*50/(2*cos11,31º*10³) = 1,28м/с.

Угол трения  = 2,5º.

_зп = tg/tg(+) = tg11,31º/tg(11,31º+2,5º) = 0,78.

Окружная скорость колеса:

v₂ = ₂d₂/2000 = 3,14*200/2000 = 0,25 м/с.

При v₂< 3 м/с К = 1.

Допускаемое контактное напряжение зубьев колеса:

[]_H =300 – 25v_s = 300 – 250,25 = 293,75 МПа.

Контактные напряжения зубьев колеса:

_Н = 340(F_t2*K/d₁*d₂)^0,5 = 340*(4005*1/50*160)^0,5 = 269 МПа,

Недогрузка (293,75 – 269)*100/293,75 = 8,4% < 15% допустима.

Эквивалентное число зубьев колеса:

z_v2 = z₂/(cos)³ = 40/(cos11,31º)³ = 42,4  Y_F2 = 1,52,

где Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса:

_F = 0,7*Y_F2*F_t2*K/(b₂*m) = 0,7*1,52*4005*1/(44*5) = 29,6 МПа.

[]_F = 75 МПа.

_F ≤ []_F → условие прочности выполняется.

Так как расчетные напряжения σ_H ≤ [σ_H] и σ_F ≤ [σ]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.