Червячная передача

Мощности на валах:

P1= Pтреб.xподш.=

0,808 x106x0,99 = 799,92 Вт

P2= P1x1xподш.=

799,92 x0,92 x0,99 = 728,567 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1= = = 10951,507 Нxмм

T2= = = 249338,467 Нxмм

По таблице П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 90LB8, с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с мощностью Pдвиг.=1,1 кВ

т и скольжением 7% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг.= 697,5 об/мин.

Передаточные числа и КПД передач

Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах

3 Расчёт 1-й червячной передачи

3.1 Проектный расчёт

Число витков червяка z1принимаем в зависимости от передаточного числа: при U=25 принимаем z1=2 (см. с.55[1]). Число зубьев червячного колеса:

z2= z1xU = 2 x25 = 50

Принимаем стандартное значение z2= 50

При этом фактическое передаточное число Uф= = = 25

Отличие от заданного: x100% = x100% = 0%

По ГОСТ 2144-76 допустимо отклонение не более 4%.

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса.

Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Предварительно примем скорость скольжения V=2,937м/c. Тогда по таблицам 4.8 и 4.9[1] выбираем для венца червячного колеса БрА10Ж4Н4Л (отливка в кокиль).

В этом случае по табл. 4.8 и 4.9 основное допускаемое контактное напряжение:

[H] = [H] xKHL

где [H] = 181,378 МПа - по табл. 4.9[1], KHL- коэффициент долговечности.

KHL= ,

где NHO= 107- базовое число циклов нагружения;

NH= 60 xn(кол.)xt

здесь: n(кол.)= 27,9 об/мин. - частота вращения червячного колеса;

t= 365 xLгxC xtc- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

- Lг=7 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены.

t= 365 x7 x2 x8 = 40880 ч.

Тогда:

NH= 60 x27,9 x40880 = 68433120

В итоге получаем:

КHL= = 0,786

Допустимое контактное напряжение:

[H] = 181,378 x0,786 = 142,563 МПа.

Расчетное допускаемое напряжение изгиба:

[-1F] = [-1F]' xKFL

где [-1F]' = 81 МПа - основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы по табл. 4.8[1], KFL- коэффициент долговечности.

KFL= ,

где NFO= 106- базовое число циклов нагружения;

NF= 60 xn(кол.)xt

здесь: n(кол.)= 27,9 об/мин. - частота вращения червячного колеса;

t= 365 xLгxC xtc- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

- Lг=7 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены.

t= 365 x7 x2 x8 = 40880 ч.

Тогда:

NF= 60 x27,9 x40880 = 68433120

В итоге получаем:

КFL= = 0,625

Допустимое напряжение изгиба:

[-1F] = 81 x0,625 = 50,625 МПа.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=20, и коэффициент нагрузки K=1,2.

Вращающий момент на колесе:

T(кол.)= T(черв.)xU xпередачиxподш.= 10951,507 x25 x0,92 x0,99 = 249338,467 Нxмм.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности [см. формулу(4.9[1])]:

a= = = 142,909 мм.

Округлим: a= 143 мм.

Модуль:

m = = = 4,086 мм.

Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.1 и 4.2) стандартные значения m=4 мм и q=20, а также z1=2 и z2=50.

Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z2:

a= = = 140 мм.

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка:

d1= q xm = 20 x4 = 80 мм;

диаметр вершин витков червяка:

da1= d1+ 2 xm = 80 + 2 x4 = 88 мм;

диаметр впадин витков червяка:

df1= d1- 2.4 xm = 80 - 2.4 x4 = 70,4 мм.

длина нарезанной части шлифованного червяка (см. формулу 4.7[1]):

b1>= (11 + 0.06 xz2) xm + 25 = (11 + 0.06 x50) x4 + 25 = 81 мм;

принимаем b1= 82 мм.

делительный угол  по табл. 4.3[1]: при z1=2 и q=20 угол =5,717o.

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса:

d2= z2xm = 50 x4 = 200 мм;

диаметр вершин зубьев червячного колеса:

da2= d2+ 2 xm = 200 + 2 x4 = 208 мм;

диаметр впадин червячного колеса:

df2= d2- 2.4 xm = 200 - 2.4 x4 = 190,4 мм;

наибольший диаметр червячного колеса:

daM2 da2+ = = 214 мм;

принимаем: daM2= 214 мм.

ширина венца червячного колеса (см. формулу 4.12[1]):

b2 0.75 xda1= 0.75 x88 = 66 мм.

принимаем: b2= 66 мм.

Окружная скорость червяка:

V = = = 2,922 м/c.

Скорость скольжения:

Vs= = = 2,937 м/c.

Уточняем КПД редуктора (cм. формулу 4.14[1]).

По табл. 4.4[1] при скорости Vs=2,937 м/c при шлифованном червяке приведённый угол трения ' = 1,75o. КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:

 = (0.95 . 0.96) x = 0.95 x = 72,563%.

По табл. 4.7[1] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv=1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (cм. формулу 4.26[1]):

K= 1 + x(1 - ).

В этой формуле: коэффициент деформации червяка =197 - по табл. 4.6[1]. При постоянной нагрузке вспомогательный коэффициент =1 (см. c.65[1]). Тогда:

K= 1 + x(1 - 1) = 1.

Коэффициент нагрузки:

K = KxKv= 1 x1 = 1.

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверяем контактное напряжение (см. формулу 4.23[1]):

H= = = 134,219 МПа;

H= 134,219 МПа  [h] = 142,563 МПа.

3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверяем прочность зуба на изгиб.

Эквивалентное число зубьев:

Zv = = = 50,753.

Коэффициент формы зуба по табл. 4.5[1] Yf=2,186.

Напряжение изгиба:

F= = =

12,388 МПа  [-1F] = 50,625 МПа.

Условие прочности выполнено.

Силы действующие на червяк и червячное колесо:

 Скачать реферат