4.1.15 Проверка прочности зубьев колеса при кратковременных перегрузках

где s_Н= 230,2МПа – расчетное контактное напряжение ;

b^*= 2,0 [s]_{Н ПР} = 460 МПа . s_{H MAX}= 230,2 <[s]_{Н ПР} = 460 МПа

s_{F MAX}= s_F T_ПИК/Т_НОМ £[s]_{F ПР}

где s_F = 20,4МПа – расчетное напряжение ; [s]_{F ПР}= 184 МПа.

s_{F MAX}=20,4^. 2=40,8МПа <[s]_{F ПР}= 184 МПа.

Таблица 5 Основные параметры червячной передачи

Наименование параметра

Обозначение и величина

вращающий момент на валу колеса Н*м угловая скорость валов, рад/с межосевое расстояние, мм модуль осевой, мм число витков червяка число зубьев колеса диаметр делительный, мм червяка: колеса: диаметр начальный червяка, мм диаметр вершин витков червяка, мм диаметр впадин витков червяка, мм длина нарезной части червяка, мм диаметр вершин зубьев колеса, мм диаметр впадин зубьев колеса, мм диаметр колеса наибольший, мм ширина зубчатого венца, мм КПД передачи степень точности силы в зацеплении, Н

Т2=1924 w1=53,2 w2=2,62 aW=200 m=8 z1=2 z2=40 d1=80 d2=320 dW1=80 dа1=113,4 df1=60,8 b1=108 da2=336 df2=300,8 dAM2=348 b2=67 h=0,82 8 Ft1=Fa2=3038 Fa1=Ft2=12025 Fr1=Fr2=4377

4.2 Тепловой расчет редуктора

Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев. Мощность на червяке :Р₁=Т₂w₂/h,

Р₁=1924^.2,62 / 0,82 =6174 Вт

Температура нагрева масла без искусственного охлаждения

t_РАБ =(1-h)Р₁/(к_ТА)+20⁰£[t]раб,

где к_Т - коэффициент теплоотдачи, к_Т= 9…17 Вт./м град [1,с.31];

А- поверхность охлаждения корпуса, м²; поверхность охлаждения корпуса равна сумме поверхности всех его стенок, кроме поверхности дна, которой он крепится к плите или раме. [1, с. 30]

принимаем; А= 0,8 м²; [к_Т] = 17Вт/(м² .⁰С)

t_РАБ= ⁰С <[t]_РАБ= 95⁰С

4.3 Ориентировочный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса

Расчет валов выполняют в два этапа: проектный расчет и проверочный расчет. Проектный расчет вала выполняют для определения его выходного конца, посадочных поверхностей под ступицу колеса и подшипники. При этом диаметр d_а выходного конца ведущего вала рассчитывается из условия прочности на кручение по формуле:

Принимаем d_В1 =28 мм.

Диаметр вала под подшипники определяют по формуле:

где f=2 мм [1, с. 37].

Диаметр вала под подшипник выбирают из стандартного ряда внутренних диаметров подшипников качения, принимаем 40 мм., т.к. этот диаметр должен быть кратен пяти.

Диаметр бурта под подшипник:

,

где r- радиус фаски подшипника, r = 1,2 мм [1. c. 37]

мм. Принимаем d_п1 =45 мм

Рис.6 Эскиз вала- червяка

Диаметр выходного конца ведомого вала при Т₂= 1924 Нм:

Принимаем d_в2= 60 мм [1. c. 115]

Диаметр вала под подшипниками: d_n2=d_В2+4f₂,

где f₂ =3,5 мм[1,c.37]

d_n2= 60+4^.3,5 =74 мм; принимаем d_n2= 75мм.

Диаметр вала под колесом:

d_K2=d_n2+ (5…10)=80…85 мм; Принимаем d_K2= 85 мм

Диаметр бурта под колесо :

d_dn2=d_n2+3,2r,

где r=2,5мм [1,c. 37]. d_dn2= 85+3,2^.2,5= 88 мм. Принимаем d_bп2=90 мм.

Рис.7 Эскиз ведомого вала

Червячное колеса составное, оно имеет зубчатый венец, ступицу (центр), обод и диск. Зубчатый венец наплавлен на центр и удерживается на нем за счет усадочных напряжений, возникающих после остывания деталей (рис.8).

Рис.8 Эскиз червячного колеса.

Диаметр ступицы червячного колеса :

d_СТ2= (1,6 ¸1,8)d_K2=(1,6 ¸1,8)^. 85=152…171 мм. Принимаем d_СТ2= 160 мм

Длина ступицы червячного колеса:

l_CT2= (1,2¸1,7)d_K2= (1,2¸1,7)95=114….. 161 мм. Принимаем l_CT= 160 мм

Толщина обода:

Толщина диска:

С=0,25 b₂=0,25^.67=16,75 мм ; принимаем С=18 мм.