Проектирование редуктора (стр. 3 из 17)

Диаметр окружности вершин зубьев:

d

= d + 2m (1 + x) = 226,8 + 2 6,3 (1 – 0,44) = 233,86 мм

Диаметр окружности впадин:

d

= d – 2m (1,2 – x) = 226,8 – 26,3 [1,2 – (-0,44)] = 206,14 мм

Диаметр колеса наибольший:

d

d + 6m/(Z + 2) = 233,86 + 6 6,3/(2+2) = 243,3 мм

Округлим до стандартного числа d

= 240 мм

Ширина венца:

b

= a = 0,355 150 = 53,25 мм

(

= 0,355, при Z = 1 или 2)

Примем стандартное число b

= 53 мм.

3.4 Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

Действительное значение окружной скорости на начальном диаметре червяка:

V

= n m (q+ 2x)/60000 = 3,14 432 6,3 11,62/60000 = 1,66 м/с

Угол подъема линии витка червяка на начальном цилиндре:

= arctg [Z /(q + 2x)] = arctg 0,172 = 9 45

Скорость скольжения в зацеплении:

V

= V /cos = 1,66/0,987 = 1,68 м/с

Уточним значение допускаемого контактного напряжения:

[

] = [ ] – 25 V = 300 – 25 1,68 = 258 Н/мм

Окружная скорость (м/с) на колесе:

V

= d n /60000 = 3,14 226,8 24/60000 = 0,258 м/с

Коэффициент нагрузки К = 1 при V

3 м/с

Тогда расчетное контактное напряжение:

= = 220 Н/мм , что находится в допустимом диапазоне ( = (0,8…1,1) [ ] )

4.5 Коэффициент полезного действия

1) Для одноступенчатых редукторов КПД редуктора равен КПД передачи.

2) Для червячных передач:

= tg /tg( + ),

где

– КПД редуктора; – приведенный угол трения.

– находим из табл. 2.12 [1, с. 40]

При скорости скольжения V

= 1,68 м/с; = 2 42 , тогда:

= tg 9 45 /tg 12 27 = 0,1718/0,2208 = 0,778

3.6 Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

F

= F = 2T /d = 2 795,83 10 /226,8 = 7018 H

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

F

= F = 2T /(d U ) = 2 795,83 10 /(73,2 18 0,778) = 1553 H

Радиальная сила:

F

= F tg /cos = 7018 tg 20 /cos 9 45 = 7018 0,364/0,987 = 2588 H ( = 20 – стандартныйуголпрофилязуба)

3.7 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба