Р асчет закрытой червячной передачи Проектный расчет

1. Определение межосевого расстояния:

(мм)

Полученное значение межосевого расстояния a_w округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: a_w=160 мм

2. Выбираем число витков червяка z₁:

z₁=2

3. Определяем число зубьев червячного колеса:

z₂=z₁*U_зп=2*20=40

Возьмем z₂=39

4. Определим модуль зацепления m, мм:

мм

Значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного: m=7 мм

5. Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка:

Полученное значение округляем до стандартного: q=8

6. Определим коэффициент смещения инструмента х:

7. Определим фактическое передаточное число U_ф и проверим его оклонение ΔU от заданного U:

8. Определим фактическое значение межосевого расстояния a_w, мм:

мм

9. Определим основные геометрические размеры передачи, мм:

а) Основные размеры червяка

делительный диаметр: 56,00 мм

начальный диаметр: 4 мм

диаметр вершин витков: мм

диаметр впадин витков: мм

делительный угол подъема линии витков:

длина нарезаемой части червяка: мм

после округления получаем: b₁=110 мм

б) Основный размеры венца червячного колеса

делительный диаметр: мм

диаметр вершин зубьев: мм

наибольший диаметр колеса: мм

диаметр впадин зубьев: мм

ширина венца: мм

после окрегления получаем: b₂=56 мм

радиусы закруглений зубьев:

условный угол обхвата червяка венцом колеса:

Проверочный расчет

10. Определим коэффициент полезного действия червячной передачи:

,

где γ - делительный угол подъема линии витков червяка;

φ - угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения (м/с), φ=2°36'

η=0,849

11.Проверим контактные напряжения зубьев колеса σ_н, Н/мм²:

где

а) (Н)

б) К - коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса (м/с), следовательно К=1

в) [σ]_н - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм². Уточняется по фактической скорости скольжения V_s

(Н/мм²)

≤ =117,285 (Н/мм²)

Недогрузка передачи 0,75%, условие прочности выполняется (допускается не более 15%)

12. Проверим напряжения изгиба зубьев колеса σ_В, Н/мм²:

где

а)Y_F2 - коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

Здесь γ - делительный угол подъема витков червяка.

По таблице найдем Y_F2=1.512

б) [σ]_F - допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса, Н/мм²

H/мм²

≤ =42,60 (Н/мм²)

Таблица 5.1

Параметры червячной передачи, мм Проектный расчет

Параметр	Значение	Параметр		Значение
Межосевое расстояние aw,мм	160	Ширина зубчатого венца колеса b2, мм		56
Модуль зацепления m, мм	7	Длина нарезаемой части червяка b1, мм		110
Коэффициент диаметра червяка q	8	Диаметры червяка, мм: делительный d1 начальный dw1 вершин витков da1 впадин витков df1		56,00 47,04 70,00 39,20
Делительный угол подъема витков червяка γ	14,03624°	Диаметры колеса, мм: делительный d2=dw2 вершин зубьев da2 впадин зубьев df2 наибольший dam2		273,00 278,04 247,24 288,54
Угол обхвата червяка венцом колеса 2δ	114,72508°
Число витков червяка z1	2
Число зубьев колеса z2	39

Таблица 5.2

Проверочный расчет

Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения
Коэффициент полезного действия η	––	0,849
Контакные напряжения σн, Н/мм2	117,285	116,409
Напряжения изгиба σF, Н/мм2	42,600	4,839