Детали машин: Методические указания для самостоятельной работы, страница 5

d₂ = mz₂ = 6,3 × 37 = 238,1    мм б) диаметры головок витков и зубьев

d_a1 = m(q + 2) = 6,3 × 12 = 75,6   мм

d_a2 = m(z₂ + 2) = 6,3 × 39 = 245,7  мм в) диаметры ножек витков и зубьев

d_f1 = m(q - 2,4) = 6,3 × 7,6 = 47,8    мм

d_f2 = m(z₂ - 2,4) = 6,3 × 34,6 = 217,9   мм

Длина червяка в₁ = (11 + 0,06z₂)m = (11 + 0,06 × 37) × 6,3 » 80    мм для 4 заходных червяков в₁ = (12,6 + 0,09z₂)m

Угол подъема винтовой линии червяка

tgl = z₁ / q = 1 / 10 = 0,1 ;   l » 6°.

Ширина червячного колеса в₂ = 0,7d_a1 = 0,7 × 75,6 = 55 мм.

Наибольший диаметр червячного колеса

d_am2 = d_a2 + 6m / (z₁ + 2) = 245,7 + 6 × 6,63 / (1 + 2) » 258   мм

9. Производим проверочный расчет зубьев червячного колеса на изгиб

где g - коэффициент износа зубьев, для закрытых передач  g = 1, для открытых -  g = 1,5 ;

Y_F - коэффициент формы зуба  Y_F = 2,3  (табл.11).

[s]_F - допускаемое напряжение на изгиб. Для реверсивных передач (как в нашем случае),

[s]_F = [s_-1]_F × К_F ,

(для нереверсивных - [s]_F = [s₀]_F × К_F ),

[s_-1]_F  и  [s₀]_F  - см. табл. 9.

К_F - коэффициент режима работы

.

[s]_F = 69 × 0,9 = 62    Н/мм²

   Н/мм²       Н/мм²

т.е. прочность по изгибу обеспечивается.

Таблица 11

Значения   Y_F

z2	25...33	33...43	43...60	60...80	более 80
YF	2,4	2,3	2,2	2,1	2

10. Определяем усилие, действующие в зацеплении:

а) окружное усилие на червячном колесе, равное осевому усилию на червяке.

F₂ = F_a1 = 2T₂ / d₂ = 2 × 3 × 10⁵ / 233,1 » 2600   H;

б) окружное усилие на червяке, равное осевому усилию на червячном колесе,

F₁ = F_a2 = 2 T₁ / d₁ .

где 

   Н/мм²

F₁ = F_a2 = 2 × 8 × 10⁴ / 63 = 2500    Н;

в) радиальные усилия на червяке и колесе

F_a1 = F_a2 = F₂ tga = 2600 × 0,36 » 900    H

(a - угол зацепления, a = 20°).

11. Определяем скорость скольжения в передаче

  мм/с    м/с

12. Определяем угол трения между червяком и червячным колесом (табл.12),  r » 1,5°.

Таблица 12

Значения  r⁰

Vs м/с	0,5	1	1,5	2	3	4	7	10
r0	3,5	3	2,5	2	1,5	1,5	1	1

13. Определяем КПД передачи

14. Определяем необходимую поверхность охлаждения (для закрытых передач)

   м²

где К_t - коэффициент теплопередачи корпуса, для чугунного корпуса 

К_t = 10 Вт/м²с ;

t_м - допускаемая температура масла, рекомендуется  t_м » (70...80)°С;

t_в - температура окружающего воздуха, по условию задачи t_в = 20°С;

    м²

ПРИМЕР РАСЧЕТА ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ

ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Рассчитать закрытую цилиндрическую косозубую зубчатую передачу для привода корнеклубнерезки. Передаваемая мощность  N = 16 кВт при угловых скоростях ведущего вала  w₁ = 100 1/с  и ведомого - w₂ = 35 1/с.

1. Определяем передаточное отношение

u = w₁ / w₂ = n₁ / n₂ = 100 / 35 » 2,9

2. Выбираем материал для изготовления зубчатых колес. Для тяжелонагруженных ответственных передач с повышенными требованиями к габаритам рекомендуется стали 20ХН, 12ХН2, 12ХНЗА с цементацией и закалкой, твердостью НВ > 350. При средних нагрузках обычно применяются стали 40Х, 40ХН, 40ХФА с объемной или поверхностной закалкой, твердостью НВ > 350. Для средне- и малонагруженных передач применяют стали 40,45, 50, 40Х, 40ХН с нормализацией или улучшением, твердостью НВ<350. В этом случаи твердость материала шестерни должно быть на 20...30 единиц (НВ) выше, чем колеса.

Выбираем для шестерни сталь 45 с улучшением, для колеса - 45 с нормализацией.

3. Определяем крутящий момент на колесе

     Нмм.

4. Определяем расчетный крутящий момент на колесе

Т_р2 = Т₂ × К = 4,4 × 10⁵ × 1,4 = 6,1 × 10⁵    Нмм, где К - коэффициент дополнительных нагрузок, К = 1,4...1,5.

5. Для открытых передач. Задаемся числом зубьев шестерни

z₁=17...19.

6. Для открытых передач. Определяем число зубьев колеса

z₂ = z₁ × u

7. Для закрытых передач. Определяем межосевое расстояние из условия прочности по контактным напряжениям по формулам:

 ,    мм для прямозубых передач и

 ,    мм для косозубых и шевронных передач, где y_а - коэффициент ширины (для прямозубых - y_а = 0,15...0,25; для косозубых y_а = 0,25...0,4; для шевронных - y_а = 0,4...0,8). Принимаем y_а = 0,3.