2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм = 935/3,8 = 246,1

Принимаем для червячной передачи u₁ = 40,0 [2,c.54], тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = 246,1/40,0 = 6,15

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 935 об/мин ₁ = 935π/30 = 97,9 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 935/40,0 = 23 об/мин ₂= 23π/30 = 2,01 рад/с

n₃ = n₂/u₂ = 23/6,15= 3,8 об/мин ₃= 3,8π/30 = 0,40 рад/с

Фактическое значение скорости вращения колонны

v = πDn₃/6·10⁴ = π500·3,8/6·10⁴ = 0,08 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

δ = 0%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_трη_мη_пк = 1480·0,98·0,995 = 1443 Вт

P₂ = P₁η_зпη_пк = 1443·0,72·0,995 = 1034 Вт

P₃ = P₂η_опη_пс = 1034·0,94·0,99 = 962 Вт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 1443/97,9 = 14,7 Н·м

Т₂ = 1034/2,01 =429,0 Н·м

Т₃ = 962/0,40 = 2400 Н·м

Результаты расчетов сводим таблицу

Таблица 2.3

Силовые и кинематические параметры привода

Вал	Число оборо­тов об/мин	Угловая ско­рость Рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	935	97,9	1.480	15,1
Ведущий редуктора	935	97,9	1,443	14,7
Ведомый редуктора	23	2,01	1,034	429,0
Рабочий привода	3,8	0,40	0,962	2400,0

4. Расчёт закрытой передачи

Число витков червяка z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=40 принимаем z₁=1 (с. 55).

Число зубьев червячного колеса:

z₂= z₁ * u = 1*40=40.

Принимаем стандартное значение z₂=40 (табл. 4.1).

При этом u=z₂/z₁=40/1=40.

Отличие от заданного %=0%.

По ГОСТ 2144-76 допустимо отклонение 4%.

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песчаную форму).

Предварительно принимаем скорость скольжения в зацеплении v_s≈5м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение =155МПа (табл. 4.9). Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы =K_FL . В этой формуле K_FL=0,543 при длительной работе, когда число циклов нагружения зуба N_Σ>25·10⁷; =98МПа – по табл. 4.8;

=0,543·98=53,3МПа;

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10.

Вращающий момент на валу червячного колеса:

Вычислено выше

Принимаем предварительный коэффициент нагрузки К=1,2.

Определяем межосевое расстояние из условий контактной выносливости [формула (4.19)]:

принимаем стандартное значение а_w = 125 мм

Модуль:

m=

Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.2) стандартные значения m=5мм, q=10.

Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q

мм.

Основные размеры червяка:

Делительный диаметр червяка:

d₁ = qm =105,0 = 50,0 мм;

Диаметр вершин витков червяка:

=d₁+2m=50+2·4=58 мм;

Диаметр вершин витков червяка:

d_a1 = d₁+2m = 50,0+25,0 = 60 мм.

Диаметр впадин витков червяка:

d_f1 = d₁ – 2,0m = 50,0 – 2,05,0 = 38,0 мм.

Длина нарезной части червяка:

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

при х < 0  С = 0.

Делительный угол подъема линии витка:

 = arctg(z₁/q) = arctg(1/10) = 5,71

Делительный диаметр колеса:

d₂ = mz₂ = 5,040 = 200,0 мм.

Диаметр выступов зубьев колеса:

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

Диаметр впадин зубьев колеса:

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

Наибольший диаметр зубьев колеса:

d_am2 = d_a2+6m/(z₁+2) = 210,0+65,0/(1+2) = 220,0 мм.

Ширина венца колеса:

b₂ = 0,355a_w = 0,355125 = 44 мм.

2.5. Фактическое значение скорости скольжения

v_s = u₂d₁/(2000cos) = 40,0∙2,0150,0/(2000cos 5,71) = 2,02 м/с

Уточняем значение допускаемого контактного напряжения

[]_H = 300 – 25v_s = 300 – 252,02 = 239 МПа.

2.6. Коэффициент полезного действия червячной передачи

 = (0,950,96)tg/tg(+)

где  = 2,0º - приведенный угол трения [1c.74].

 = (0,950,96)tg 5,71/tg( 5,71+2,0º) = 0,71.

При скорости v_s = 2,02 м/с - МПа (табл. 4.9).

Отклонение ; к тому же межосевое расстояние по расчету было получено мм, а после выравнивания m u g по стандарту было увеличено до , т.е на 5.2%, и перерасчет по формуле (4.19) делать не нужно, необходимо лишь проверить . Для этого уточняем КПД редуктора [формула (4.14)]. При скорости =2.58 м/с приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка (табл. 4.4) и приведенный угол трения .

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:

По табл. 4.7 выбираем 7-ю степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности .

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [формула (4.26)]:

где коэффициент деформации червяка при q=12.5 u z₁=4 по табл. 4.6 .

Примем вспомогательный коэффициент х=0,6 (незначительное колебания нагрузки, с.65):

Коэффициент нагрузки

Проверяем контактные напряжения [формула (4.23)]:

Мпа.

Результат расчета следует принять почти удовлетворительном, т.к расчетное напряжение ниже допускаемое 23 % (разрешается до 15%).

Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев:

Коэффициент формы зуба по табл. 4.5:

Напряжение изгиба [формула (4.24)]:

МПа

что значительно меньше вычисленного выше МПа.