 |
Расчет тихоходной ступени привода
|
|
|
|
Проектный расчет
Определяем межосевое расстояние передачи по формуле [4,c.74]:
(3.1)
где Т – вращающий момент на колесе,Т3 =21 Нм (см. табл.1).
Подставив значения в формулу (3.1) получим:
Принимаем окончательно по ГОСТ6636-69 [4,табл.13.15] 
Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного числа.
При U = 10 принимаем Z1 = 4.
Число зубьев червячного колеса Z2 = Z1 x U = 4 x 10 = 40.
Определяем модуль [4,c.74]:
mn=(1,5…1,7)·аw/z2; (3.2)
mn=(1,5…1,7)·50/40.
Принимаем модуль mn=2мм. Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка [4,c.75]:
q=(0,212…0,25) z2;
Принимаем модуль q=8.
Определяем основные размеры червяка и червячного колеса по формулам [4,c.76]:
Делительный диаметр червяка
Диаметры вершин и впадин витков червяка
Длина нарезной части шлифованного червяка:
Принимаем b1=28мм.
Делительный угол подъема
γ=arctg(z1/q);
γ=arctg(4/8);
γ=26°33'54''.
Делительный диаметр червячного колеса
Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса
Наибольший диаметр червячного колеса
Ширина венца червячного колеса
Принимаем b2=28мм
Окружная скорость
червяка - 
колеса - 
Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]:
- окружные
(3.7)
- радиальные
; где γ=26°33'54'' - угол подъема витка; (3.8)
-осевые
(3.9)
Все вычисленные параметры заносим в табл.2.
|
|
|
Таблица 2
Параметры червячной передачи тихоходной ступени
| Параметр | Червяк | Колесо |
| m,мм | 1 | |
| q | 8 | |
| z | 4 | 40 |
| d,мм | 16 | 80 |
| dа,мм | 20 | 84 |
| df,мм | 11,2 | 75,2 |
| b, мм | 28 | 28 |
| Ft, Н | 262,5 | 525 |
| Fr, Н | 262,5 | 262,5 |
| Fа, Н | 525 | 262,5 |
Проверочный расчет по контактным напряжениям
Проверку контактных напряжений производим по формуле [4, c.77]:
; (3.10)
где: К – коэффициент нагрузки, при окружной скорости колеса менее 3м/с К=1.
Определяем ∆σН
;
; 
недогрузки, что допускается.
Проверочный расчет зубьев на изгиб
Расчетное напряжение изгиба в основании ножки зубьев колеса [4,с.78]:
; (3.11)
где: YF– коэффициент формы зуба колеса, YF =1,55 [4,табл.4.10].
Подставив значения в формулу получим:
;
Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.
Определяем ∆σF
;
Все вычисленные параметры проверочных расчетов заносим в табл.3.
Таблица 3
Параметры проверочных расчетов
| Параметр | Обозн. | Допускаемое | Расчетное | Недогрузка(-) или перегрузка(+) |
| Контактное напряжение, МПа | σН | 195 | 154 | -20% |
| Напряжение изгиба, МПа | σF1 | 97,5 | 10,1 | -79% |
Расчет быстроходной ступени привода
Межосевое расстояние для быстроходной ступени для того, чтобы корпус редуктора был разъемным по осям валов принимаем равным 50мм. а=50мм. Определяем модуль [2,c.36]:
mn=(0,01…0,02)·50;
mn=0,5…1;
Принимаем mn=1.
Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:
zΣ=2а/mn;
zΣ=2·50/1; zΣ=100
Принимаем zΣ=100.
Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:
z1= zΣ/(U1+1); z1=100/(2,5+1);
z1=28,5; принимаем z1=28.
Тогда z2= zΣ-z1=100-28=72
Фактическое передаточное соотношение U1=72/28=2,57
Отклонение передаточного числа от номинального незначительное.
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [2,c.37]:
|
|
|
d1=mn·z1=1х28=28мм;
d2=mn·z2=1х72=72мм;
Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [2,c.37]:
; 
; 
; 
; 
; 
мм;
; 
мм;
; 
мм;
; 
мм;
; 
мм;
; 
мм;
; 
мм
; 
мм;
; 
мм;
Определяем окружные скорости колес
; 
м/с.
Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 7А [2,c.32].
Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]:
- окружная
;
Н;
- радиальная
; где α=20° - угол зацепления;
; 
Н;
Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.
Все вычисленные параметры заносим в табл.4.
Таблица 4
Параметры зубчатой передачи быстроходной ступени
| Параметр | Шестерня | Колесо |
| mn,мм | 1 | |
| ha,мм | 1 | |
| ht,мм | 1,25 | |
| h,мм | 2,25 | |
| с, мм | 0,25 | |
| z | 28 | 72 |
| d,мм | 28 | 72 |
| dа,мм | 30 | 74 |
| df,мм | 25,5 | 69,5 |
| b, мм | 15 | 18 |
| аW,мм | 50 | |
| v, м/с | 4 | |
| Ft, Н | 58.3 | |
| Fr, Н | 21,2 | |
|
|
|
