Проверочный расчет червячной передачи

Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи:

,

где γ – делительный угол подъема линии витков червяка;

φ – угол трения;

Фактическая скорость скольжения:

φ = 1º.

.

Проверка контактных напряжений зубьев колеса

где

К – коэффициент наг

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

рузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса:

К = 1, при v₂≤3 м/с.

Перегруз составляет , что допустимо: до 5%.

Проверим напряжения изгиба зубьев колеса , Н/мм²:

,

Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.10 [1] интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

Y_F2 = 1,61.

.

Сводная таблица результатов расчета червячной передачи

Таблица 3.

Параметры	Червяк	Зубчатое колесо
Межосевое расстояние аw, мм
Модуль зацепления m, мм
Коэффициент диаметра червяка
Вид червяка	ZA
Число витков червяка и число зубьев z
Угол обхвата червяка венцом колеса 2δ, º
Коэффициент смещения х	0,857	-0,857
Длина нарезаемой части червяка и ширина зубчатого венца колеса b, мм
Диаметр делительной окружности d, мм
Диаметр начальной (для червяка) dw, мм
Диаметр окружности вершин dа, мм
Диаметр окружности впадин df, мм	39,2	247,2
Диаметр наибольший dам (для колеса), мм
Степень точности
Проверочный расчет
Коэффициент полезного действия	0,88
Контактные напряжения σН, МПа		146,3
Оценка результата Δ, %		4%
Напряжения изгиба σF, МПа		7,45
Оценка результата Δ, %
Силы в передачи
Окружная сила Ft, Н	427,5
Радиальная сила Fr, Н	743,2
Оcевая сила Fа, Н		427,5

2.3. Расчет параметро

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

в открытой конической передачи

Определяем внешний делительный диаметр колеса , мм:

,

K_Hβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца; K_Hβ = 1 – для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями; ϑ_Н = 1 – для прямозубых колес.

. Принимаем 660 мм.

Определим углы делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂:

δ₂ = arctgu = arctg7,38 =82,28º;

δ₁ = 90º - δ₂ = 90º - 82,28 =7,72º.

Определим внешнее конусное расстояние R_e, мм:

Определим ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм:

,

где =0,285 – коэффициент ширины венца.

, принимаем b = 95 мм.

Определяем внешний окружной модуль m_е – для прямозубых колес:

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, равен 1 для колес с прямыми зубьями;

ϑ_F – коэффициент вида конических колес, для прямозубых колес ϑ_F =0,85.

В открытых передач

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

ах значение модуля увеличиваем на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев:

Определим число зубьев колеса z₂ и шестерни z₁ :

;

, принимаем ;

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение Δu от заданного u:

.

Определим действительные углы делительных конусов шестерни δ₁ и δ₂:

;

.

Из табл. 4.4 [1] выбираем коэффициенты смещения инструмента х_е1 = 0,36 для прямозубой шестерни. Коэффициенты смещения колес:

х_е2 = - х_е1; 0,36= - 0,36.

Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

Вершины зубьев:

.

Впадины зубьев:

.

Определяем средний д

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

елительный диаметр шестерни d₁ и колеса d₂, мм:

d₁≈0,857·d_e1 = 0,857·90 = 77,13 мм;

d₂≈0,857·d_e2 = 0,857·660 = 565,62 мм.