Механические характеристики материалов цилиндрической зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термооб-работка	HBср	[]Н	[]F
		Sпред			Н/мм2
Закрытая цилиндрическая косозубая передача
Шестерня	45	125	У	248,5	514	256
Колесо	45Л	200	У	221	598	239

Расчет закрытой червячной передачи Проектный расчет

1. Определяем главный параметр - межосевое расстояние a_w ,мм:

где

а) Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н•м

б) []_H - допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса,

Н/мм²

Полученное значение межосевого расстояния a_w округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: a_w = 100 мм.

2. Выбираем число витков червяка z₁ = 2.

3. Определяем число зубьев червячного колеса:

z₂ = z₁.u_ЗП = 225 = 50

4. Определяем модуль зацепления m, мм:

m = 1,575a_w/z₂ = 3,15 мм

5. Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка

q = 0,25z₂ = 0,2550 = 12,5

6. Определяем коэффициент смещения инструмента х:

x = (a_w /m)-0,5(q+z₂) = 100/3,15-0,5(12,5+50) = 0,5

7. Определяем фактическое передаточное число и_ф и проверяем его отклонение и от заданного и:

8. Определяем фактическое значение межосевого расстояния a_w , мм:

a_w= 0,5m(q+z₂+2х) = 0,53,15(12,5+50+20,5) = 100 мм

9. Определяем основные геометрические размеры передачи, мм.

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр d₁ = qm= 12,53,15 = 40 мм;

начальный диаметр d_wl=m(q+2x) =3,15(12,5+20,5) = 43 мм;

диаметр вершин витков d_а1 = d₁+2m = 40+23,15 = 46,3 мм;

диаметр впадин витков d_f1 = d₁ -2,4m = 40-2,4 3,15= 32,4 мм; z

делительный угол подъема линии витков

длина нарезаемой части червяка

где х - коэффициент смещения. С = 0; т.к. х  0

б) Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр d₂ = d_w2 = mz₂ = 3,1550 = 157,5 мм;

диаметр вершин зубьев d_а2 = d₂+ 2m(1+х) = 157,5+231,5 = 167мм;

наибольший диаметр колеса

диаметр впадин зубьев d_f2 = d₂ -2т(1,2-х) = 157,5-23,150,7 = 153 мм;

ширина венца: b₂ = 0,355a_w = 0,355100 = 35,5 мм

принимаем b₂ = 36 мм

радиусы закруглений зубьев:

R_а= 0,5d₁ –т = 0,540-3,15 = 16,85 мм;

R_f = 0,5d₁ +1,2т = 0,540+1,23,15 = 23,8 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

Проверочный расчет

10. Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи

где  - делительный угол подъема линии витков червяка;  - угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения:

примем значение угла =215’

11. Проверяем контактные напряжения зубьев колеса _Н, Н/мм²:

где a) F_t2 = 2Т₂ 10³/d₂ = 2126,410³/157,5 = 1605Н - окружная сила на колесе;

б) К- коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной

скорости колеса

т.к. v₂  3 то К = 1

в) []_Н - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм². Уточняется по фактической скорости скольжения v_s

[]_Н =250-25v_s = 250-251,94=202

Наблюдается недогрузка 11%, что допустимо.

12. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

;

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр			Значение
Межосевое расстояние aw	100	Ширина зубчатого венца колеса b2			36
Модуль зацепления m	3,15	Длина нарезаемой части червяка b1			54
Коэф. диаметра червяка q	12,5	Диаметры червяка:
		делительный d1, мм			40
Делительный угол витков червяка , град.	9,1о	начальный dw1, мм			40
		вершин витков da1, мм			46,3
Угол обхвата червяка венцом колеса 2, град	107о	впадин зубьев df1, мм			32,4
		Диаметры колеса:
Число витков червяка z1	2	делительный d1= dw2, мм			157,5
		вершин витков da2, мм			167
Число зубьев колеса z2	50	впадин зубьев df1, мм			153
		наибольший dam2, мм			172
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения		Расчётные значения	Примечания
Коэффициент полезного действия 			0,81
Контактные напряжения H, Н/мм2	202		180	недогруз 11%
Напряжения изгиба F, Н/мм2	36		15,7

Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи

1. Определяем главный параметр - межосевое расстояние a_w, мм:

где

а) К_а - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К_а = 49,5;

б) _a - b₂/a_w - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,3;

в) и - передаточное число редуктора;

г) Т₂ - вращающий момент на тихоходом валу редуктора;

Д) []_Н - среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

е) К_Н - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

прирабатывающихся зубьев К_Н = 1.

Полученное значение межосевого расстояния a_w округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: a_w = 140 мм.

т.к. D колонны 300мм то пусть a_w = 200 мм

2. Определяем модуль зацепления т, мм:

где

а) К_т - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К_т = 6,8;

б) d₂ = 2a_wu/(u+1) - делительный диаметр колеса

d₂ = 220010/(10+1) = 364 мм;

в) b₂ = _aa_w - ширина венца колеса,

b₂ = 0,3364 = 109 мм;

г) []_F - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным

зубом, Н/мм²;

Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел: т = 2,0 мм.

3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z_ = z₁ + z₂ = 2a_w /m = 2200/ = 200

6. Определяем число зубьев шестерни:

z₁ = z_/(1+и) = 200/(1+10) = 18

7. Определяем число зубьев колеса:

z₂ = z_ - z₁ = 200 – 18 = 182.

8. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение и от заданного и:

и_ф = z₂/z₁;= 182/18 = 10,1

и=1%

9. Определяем фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁ + z₂)т /2 = (18+182)2/2 = 200

.

10. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.

Делительный диаметр:

шестерни d₁ = mz₁ = 2,018 = 36 мм

колеса d₂ = mz₂ = 2,0182 = 364 мм

Диаметр вершин зубьев:

шестерни d_a1 = d₁ +2m = 36+22 = 40 мм

колеса d_a2 = d₂ +2m = 364+22 = 368 мм

Диаметр впадин зубьев:

шестерни d_f1 = d₁ -2,4m = 36-2,42 = 31,2 мм

колеса d_f2 = d₂ -2,4m = 364-2,42 = 359,2 мм

Ширина венца:

шестерни b₁ = b₂ +(2…4) = 64 мм

колеса b₂ = _aa_w = 0,3200 = 60 мм