Расчет закрытой червячной передачи

Расчет закрытой червячной передачи

Межосевое расстояние

= 61(267,210³/235²)^1/3 =103 мм

принимаем а_w = 100 мм

Основные геометрические параметры передачи

Модуль зацепления:

m = (1,51,7)a_w/z₂,

где z₂ – число зубьев колеса.

При передаточном числе 40,0 число заходов червяка z₁ = 1, тогда число зубьев колеса:

z₂ = z₁u = 140,0 = 40,0

m = (1,51,7)100/40 = 3,84,3 мм,

принимаем m = 4,0 мм.

Коэффициент диаметра червяка:

q = (0,2120,25)z₂ = (0,2120,25)40 = 8,510,0

принимаем q =10,0

Коэффициент смещения

x = a/m – 0,5(q+z₂) = 100/4,0– 0,5(40,0+10) = 0,0

Фактическое значение межосевого расстояния:

a_w = 0,5m(q+z₂+2x) = 0,54,0(10+40 – 20) = 100 мм

Делительный диаметр червяка:

d₁ = qm =104,0 = 40 мм

Начальный диаметр червяка d_w1 = m(q+2x) = 4,0(10-2·0) = 40.0 мм

Диаметр вершин витков червяка:

d_a1 = d₁+2m = 40+24,0 = 48 мм.

Диаметр впадин витков червяка:

d_f1 = d₁ – 2,4m = 40 – 2,44,0 = 30 мм.

Длина нарезной части червяка:

b₁ = (10+5,5|x|+z₁)m + C = (10+5,50+1)4,0+0 = 44 мм.

при х < 0  С = 0.

Делительный угол подъема линии витка:

 = arctg(z₁/q) = arctg(1/10) = 5,71

Делительный диаметр колеса:

d₂ = mz₂ = 4,040 = 160 мм.

Диаметр выступов зубьев колеса:

d_a2 = d₂+2m(1+x) = 160+24,0(1+0) = 168 мм.

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2 = d₂ – 2m(1,2 – x) = 160 – 24,0(1,2 – 0) = 150 мм.

Наибольший диаметр зубьев колеса:

d_am2 = d_a2+6m/(z₁+2) = 168+64,0/(1+2) = 176 мм.

Ширина венца колеса:

b₂ = 0,355a_w = 0,355100 = 36 мм.

Фактическое значение скорости скольжения

v_s = u₂d₁/(2000cos) = 402,4140/(2000cos5,71) = 1,93 м/с

Допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 300 – 25v_s = 300 – 251,93 = 252 МПа.

Коэффициент полезного действия червячной передачи

 = (0,950,96)tg/tg(+)

где  = 2 - приведенный угол трения [1c.74].

 = (0,950,96)tg5,71/tg(5,71+2) = 0,71.

Силы действующие в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2Т₂/d₂ = 2267,210³/160 = 3340 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 = F_t2tg = 3340tg20 =1216 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 2M₁/d₁ = 29,310³/40 = 480 H.

Расчетное контактное напряжение

_Н = 340(F_t2K/d₁d₂)^0,5,

где К – коэффициент нагрузки.

Окружная скорость колеса

v₂ = ₂d₂/2000 = 2,40160/2000 = 0,19 м/с

при v₂ < 3 м/с  К = 1,0

_Н = 340(33401,0/40160)^0,5 = 245 МПа,

недогрузка (252 – 247)100/252 = 2,0% < 10%.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса

_F = 0,7Y_F2F_t2K/(b₂m),

где Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса.

Эквивалентное число зубьев колеса:

z_v2 = z₂/(cos)³ = 40/(cos 5,71)³ = 40,6  Y_F2 = 1,54.

_F = 0,71,5433401,0/(504,0) =18,0 МПа.

Условие _F < []_F = 78 МПа выполняется.

Так как условия 0,85<_H < 1,05[_H] и _F < [_F] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой пере­дачи обеспечена в течении всего срока службы привода.