Файл: Р еферат.doc

(4.10)


где σ_H – действительное контактное напряжение, МПа;

Т₁ – крутящий момент на валу червячного колеса, Н∙мм;

a_W – межосевое расстояние, мм

0,85[σ_Н] ≤ σ_Н ≤ 1,05 [σ_Н], (4.11)
146 МПа < 169,8 МПа < 180,4 МПа.
Условие выполняется.

4.4 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Условия прочности по напряжениям изгиба зубьев червячного колеса:

, (4.12)
где _F – действующее напряжение изгиба, МПа;

Y_F – коэффициент формы зуба,

Y_F = 1,45 [1, с.63, таблица 5.7],

(4.13)
где F_t2 – окружное усилие на колесе;

d₂ – делительный диаметр колеса;

d_a1 – диаметр вершин червяка;

b₂ – ширина венца червячного колеса, которая зависит от диаметра вершин;

K_F – коэффициент нагрузки;

Т₂ – крутящий момент на валу червячного колеса, Н∙м.

K_F = 1,1.




b₂ = 0,75 · (d₁ + 2 · m), (4.14)

b₂ = 0,75 · (80 + 2 · 8) = 72 мм.

(4.15)



σ_F] = (0,08 · σ_в + 0,25 · σ_т) · K_FL = 51 МПа, (4.16)
σ_F ≤ [σ_F], (4.17)
24,4 МПа < 51 МПа.
Условие выполняется.

При этом необходимо, чтобы действительное напряжение было _F _FP (допускается перегрузка до 5%, недогрузка не ограничивается). Поскольку σ_F<<σ_FP, значит, условие выполняется.

4.5 Определение параметров червячной передачи

Диаметры делительные (рисунок 4.1):

d₁ = q·m, (4.18)

d₁ = 8·10 =80 мм.

---

Рисунок 4.1 – Геометрические параметры червячной передачи

d₂ = m·
Z₂, (4.19)

d₂ = 8
·50=400 мм.
Диаметры вершин:
d_a= m(q+ 2), (4.20)

d_a1 = 8(10+ 2) = 96 мм,
d_a2 = 8(50+ 2)=416 мм.
Диаметры впадин:
d_f = m(q– 2,4) =60,8 мм, (4.21)


d_f1 = 8(10– 2,4) =60,8 мм,
d_f2 = 8(50– 2,4) =380,8 мм.

Наружный диаметр колеса:
d_am2 = d_a2 + 1,5m =428 мм, (4.22)

d_am2 = 416 + 1,5·8 =428 мм.


Длина нарезной части червяка:
b₁ = (11 + 0,1 ∙ Z₂) m, (4.23)

b₁ = (11 + 0,1∙ 50) 8 =128 мм.
Т.к. червяк шлифованный, то принимаем b₁=147 мм.
Ширина венца червячного колеса:
b ₂ = 0,75d_a1, (4.24)

b ₂ = 0,75∙ 96 =72 мм.
Толщина обода (венца) червячного колеса:
a = 3m, (4.25)
a = 3∙8 =24 мм.
Длина ступицы:
l_ст= 1,1d_в , (4.26)

l_ст= 1,1∙75 = 80 мм

где d_в – диаметр вала под ступицей колеса,
(4.27)


где Т₂ – крутящий момент на валу червячного колеса,

[τ_k] – пониженное допускаемое напряжение кручения,

Т₂ = 1596,7 Н∙м; [τ_k] = 20 МПа.


Принимаем

Диаметр ступицы:
d_cт = 1,4d_в , (4.28)

d_cт = 1,4∙75=105 мм
Толщина диска, связывающего ступицу и обод:
с = 1,1а , (4.29)

с = 1,1∙24=26 мм.
Диаметр отверстий в диске:

---

(4.30)


Диаметр винта (болта):
d_винт = 0,6 ∙ а , (4.31)

d_винт = 0,6 ∙ 24 = 16 мм.
Длина винта (болта):
L_винта=2 ∙ а , (4.32)

L_винта=2 ∙ 24 = 32 мм.
На торцах зубьев выполняются фаски размером 4 мм под углом α = 45º.


4.6 Силы в зацеплении

Определение усилий в зацеплении червячной передачи необходимо для расчета валов и подбора подшипников (рисунок 4.2).


Рисунок 4.2 – Силы в червячной передаче
Окружное усилие на червяке F_t1 равно осевому усилию на червячном колесе F_a2:

(4.33)

Окружное усилие на червячном колесе F_t2 равно осевому усилию на червяке F_a1:

(4.34)

Радиальное усилие на червяке F_r1 равно радиальному усилию на червячном колесе F_r2:
, (4.35)
где = 20 – угол профиля,

F_r1 = F_r2 = 7984 ∙ tg(20º) = 2906 Н.
4.7 Расчет вала червяка на жесткость

Правильность зацепления червячной пары обеспечивает достаточная жесткость червяка. Критерием жесткости является значение прогиба f (мм) в среднем сечении червяка, которое не должно превышать допустимого f  [f], обычно принимают [f] = (0,005-0,010)m;
, (4.36)

где L– расстояние между опорами, принимают из компоновки редуктора;

Е – модуль упругости.

Е = 2·10⁵ МПа.
L=0,9 ∙ d₂,

L= 0,9∙400= 360 мм,

, (4.37)

J=J_f∙ φ,

---

(4.38)




[f] = 0,030 мм.
0,019 мм < 0,030 мм.
Из проведенного расчета можно сделать вывод о том, что условие жесткости вала-червяка выполняется.

4.8 Тепловой расчет червячного редуктора

При работе червячной передачи значительная часть мощности расходуется на преодоление трения, в результате чего происходит нагревание редуктора. Выделяемое тепло отводится в окружающую среду через стенки редуктора. В случае недостаточного отвода тепла редуктор перегревается и выходит из строя. Поэтому необходимо производить тепловой расчет с целью определения температуры масла, которая не должна превышать допускаемой величины. Температуру масла определяют по формуле:

, (4.39)

где [t_м] – допускаемая температура масла;

P – мощность, подводимая к редуктору;

t_в – температура окружающей среды;

K– коэффициент теплопередачи, который принимается с учетом параллельности осей редуктора и двигателя;

S – площадь поверхности охлаждения (равна площади поверхности всех стенок редуктора, которая снаружи омывается свободно циркулирующим воздухом.

[t_м] = 60-90С [1, c.63]; t_в = 20С [1, c.63];K = 32 Вт/м²·град [1, c.63];
(4.40)



, (4.41)

где ´ – приведенный угол трения, выбирают в зависимости от скорости скольжения;
 – угол подъема винтовой линии червяка.

´ = 215´ [1, c.64],

---

Температура масла в пределах допустимой. Условие выполняется.

---