Расчёт геометрических параметров передачи

4.4 Расчёт геометрических параметров передачи

Уточняем КПД по формуле 9.9 [1]

 (58)

где φ – коэффициент трения или угол трения, φ=1°25' (таблица 9.3 [1])

Ранее было принято η=0,76. Отклонение ≈4% считаем допустимым и не производим уточняющего расчета на прочность, так как запасы прочности были достаточно большими.

Расчёт геометрических параметров передачи

Основные параметры для червяка:

число заходов Z₃=1;

модуль m = 5;

коэффициент диаметра червяка q = 16;

делительный диаметр : d₃ = 90 мм;

диаметр вершин: da₃ = 100 мм;

диаметр впадин:

d_f3 = d₃ - 2,4×m = 90 - 2,4×5 = 78 мм; (59)

длина нарезной части:

b₃³(11+0,06×Z₄)×m=(11+0,06×40)×5 = 67мм (60) (таблица 9.1 [1]).

Учитывая рекомендации к таблице 9.1 принимаем:

b₃= 67 + 25 = 93 мм;

Основные размеры для червячного колеса:

коэффициент смещения χ = 0;

число зубьев Z₄ = 40;

делительный диаметр : d₄ = 200 мм ;

диаметр вершин:

d_a4=(Z₄+2+2χ)×m = (40+2+2×0)×5 = 210 мм; (61)

диаметр впадин :

d_f4=( Z₄ - 2,4+2 χ)×m = (40-2,4+2×0)×5 = 188 мм; (62)

наибольший диаметр колеса при Z₃ = 1:

d_aм4 = da₄ + m = 210 + 5 = 215 мм; (63)

ширина венца червячного колеса b₄ = 75 мм;

По таблице 9.2 [1] назначаем 8-ю степень точности.

5. Расчёт быстроходной зубчатой передачи

 

5.1 Проектный расчёт и определение геометрических параметров передачи

Определяем желаемое межосевое расстояние a_ωg:

 (64)

где k_a = 43 для косозубых передач;

ψ_ba– коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния (табл. 4.2.6, 4.2.7 [2]), ψ_ba = 0,315;

К_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, К_Нβ = f(HB, расположение колес относительно опор, ψ_bd) (рис. 4.2.2а, б)

 (65)

К_Нβ = 1,28;

К_а– коэффициент внешней динамической нагрузки (табл. 4.2.9 [2]), К_а=1.

Принимаем по ГОСТ2185-66 а_ω=63 мм.

Ширина венцов:

– зубчатого колеса

 b₂ = ψ_ba·a_ω = 0,315 · 63 = 19,85 мм; (66)

Принимаем b₂ = 20мм;

– шестерни b₁ = b₂ +(3÷5) = 23 мм.

Принимая предварительно Z₁'=19 и β'=15°, определяем модуль зацепления:

 (67)

Принимаем m_n = 1,25 (по ГОСТ9563-60).

Определяем суммарное число зубьев передачи

(68)

Принимаем Z_Σ = 97.

Действительный угол наклона зуба

(69)

следовательно  (70)

Число зубьев шестерни

(71)

Принимаем Z₁ = 19.

Число зубьев зубчатого колеса

Z₂ = Z_Σ – Z₁ = 97-19 = 78 (72)

Действительное передаточное число

U_д = Z₂/ Z₁ = 78/19 = 4,11 (73)

Отклонение ≈1% считаем допустимым.

6. Расчёт валов

 

6.1 Проектный расчёт валов

Проектный расчёт тихоходного вала

Расстояние между опорами вала червячного колеса (рис.6.а, табл. на стр. 284 [2]):

L=L_ст + 2X + W (74)

где L_ст — длинна ступицы колеса, которая определяется по формуле

L_ст = b_ω4 + (5÷10)мм = 75 + 10 = 85мм (75)

Х – зазор между червяком и стенками редуктора, Х=15 мм;

W – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников, W=80мм;

L = 85 + 2·15 + 80 = 195 мм

Расстояние между муфтой и правым подшипником f = 110 мм.

Диаметр выходного конца вала определяем расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [τ] = 20-30МПа:

(76)

Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр и длину выходного конца вала: d_к =60мм, l_к =80мм;

Диаметр вала под подшипниками d_п=65мм;

Диаметр вала под червячным колесом d_Ч=70мм;

Диаметр буртика d_б=80мм.

Проектный расчёт промежуточного вала:

Расстояние между опорами вала червяка l ≈ d_ам4 = 215 мм;

Диаметр входного конца вала:

(77)

Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр входного конца вала: d_к = 25мм.

Диаметр вала под подшипниками d_п=25мм.

Проектный расчёт быстроходного вала

Расстояние между опорами вала червячного колеса:

L=L_ст + 2X + W (78)

где L_ст — длинна ступицы колеса, которая определяется по формуле

L_ст = b_ω4 + (5÷10)мм = 15 + 10 = 25мм (79)

Х – зазор между червяком и стенками редуктора, Х=10 мм;

W – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников, W=30мм;

L = 25 + 2·15 + 30 = 85 мм

Расстояние между муфтой и правым подшипником f = 40 мм.

Диаметр выходного конца вала определяем расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [τ] = 20-30МПа:

(80)

Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр и длину выходного конца вала: d_к =16мм, l_к =28мм;

Диаметр вала под подшипниками d_п=20мм.