4 Расчет закрытой червячной передачи

Межосевое расстояние

= 61(105,3·10³/176²)^1/3 = 92 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 20,0 число заходов червяка z₁ = 2, тогда число зубьев колеса:

z₂ = z₁u = 220,0 = 40

m = (1,51,7)100/40 = 3,7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

принимаем q = 10

Коэффициент смещения

x = a/m – 0,5(q+z₂) = 100/4,0 – 0,5(10+40) = 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+2)4,0+0 = 48 мм.

при х < 0  С = 0.

Делительный угол подъема линии витка:

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

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/(2+2) = 174 мм.

Ширина венца колеса:

b₂ = 0,355a_w = 0,355100 = 36 мм.

Фактическое значение скорости скольжения

v_s = u₂d₁/(2000cos) = 201,6840/(2000cos11,31°) = 0,68 м/с

Коэффициент полезного действия червячной передачи

 = (0,950,96)tg/tg(+)

где  = 3 - приведенный угол трения [1c.74].

 = (0,950,96)tg11,31°/tg(11,31°+3) = 0,75.

Силы действующие в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2Т₃/d₂ = 2105,310³/160 = 1316 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 = F_t2tg = 1316tg20 = 480 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 2Т₂/d₁ = 26,610³/40 = 330 H.

Расчетное контактное напряжение

_Н = 340(F_t2K/d₁d₂)^0,5,

где К – коэффициент нагрузки.

Окружная скорость колеса

v₂ = ₃d₂/2000 = 1,68160/2000 = 0,13 м/с

при v₂ < 3 м/с  К = 1,0

_Н = 340(13161,0/40160)^0,5 = 154 МПа,

недогрузка (176 – 154)100/176 =12,4% < 15%.

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/(cos11,31°)³ = 42,4  Y_F2 = 1,52.

_F = 0,71,5213161,0/(364,0) = 9,7 МПа.

Условие _F < []_F = 16 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.

5. Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа

Выбор ремня. По номограмме [1c83] выбираем ремень сечения О

Диаметры шкивов

Минимальный диаметр малого шкива d_1min =63 мм [1c84]

Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше d₁ = 80 мм

Диаметр большого шкива

d₂ = d₁u(1-ε) = 80∙2,78(1-0,01) = 220 мм

где ε = 0,01 – коэффициент проскальзывания

принимаем d₂ = 224 мм

Межосевое расстояние

a > 0,55(d₁+d₂) + h = 0,55(224+ 80) + 6,0 = 173 мм

h = 6,0 мм – высота ремня сечением О

принимаем а = 300 мм

Длина ремня

L = 2a + w +y/4a

w = 0,5π(d₁+d₂) = 0,5π(80+224) = 478

y = (d₂ - d₁)² = (224 – 80)² =20736

L = 2∙300 + 478 +20736/4∙300 = 1095 мм

принимаем L = 1120 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,25{(L – w) + [(L – w)² – 2y]^0,5} =

= 0,25{(1120 – 478) +[(1120 – 478)² - 2∙20736]^0,5} = 312 мм

Угол обхвата малого шкива

α₁ = 180 – 57(d₂ – d₁)/a = 180 – 57(224- 80)/312 = 154º

Скорость ремня

v = πd₁n₁/60000 = π80∙890/60000 = 3,7 м/с

Окружная сила

F_t = Р/v = 0,23∙10³/3,7 = 62 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

C_p = 1,0 – спокойная нагрузка

C_α = 0,92 – при α₁ = 154º

C_l = 1,0 – коэффициент влияния длины ремня

С_z = 0,95 – при ожидаемом числе ремней 2÷3

[Р] = Р₀C_pC_αС_lC_z

P₀ = 0,40 кВт – номинальная мощность передаваемая одним ремнем

[Р] = 0,40∙1,0∙0,92·0,95 = 0,35 кВт

Число ремней

Z = Р/[Р] = 0,23/0,35 = 0,7

принимаем Z = 1

Натяжение ветви ремня

F₀ = 850Р /ZVC_pC_α =

= 850∙0,23/1∙3,7∙0,92∙1,0 = 57 H

Сила действующая на вал

F_в = 2FZsin(α₁/2) = 2∙57∙1sin(154/2) = 112 H

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении

ведущей ветви ремня

σ_max = σ₁ + σ_и+ σ_v < [σ]_p = 10 Н/мм²

σ₁ – напряжение растяжения

σ₁ = F₀/A + F_t/2zA = 57/47 + 62/2∙1∙47 = 1,87 Н/мм²

А = 47 мм²– площадь сечения ремня

σ_и – напряжение изгиба

σ_и = E_иh/d₁ = 80∙6,0/80 = 6,0 Н/мм²

E_и = 80 Н/мм² – модуль упругости

σ_v = ρv²10^-6 = 1300∙3,7²∙10^-6 = 0,02 Н/мм²

ρ = 1300 кг/м³ – плотность ремня

σ_max = 1,87+6,0+0,02 = 7,89 Н/мм²

условие σ_max < [σ]_p выполняется