Детали машин, червячный редуктор

Цель курсового проектирования тАУ систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи. Передачи классифицируются:

По принципу действия:

а) с использованием сил трения (фрикционные, ременные).

б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками.

Изм.
Лист
ПодписьДата
РАЗРАБОТАЛ

Богданов В.О.

СтадияЛистЛистовПроверил.Гоголенко





.




Н. Контр.Шиляева



Утвердил.

2.1. Выбор двигателя, кинематический расчет привода.

2.1.1. Требуемая мощность рабочей машины: Р рм = 4 кВт.

2.1.2. Определим общий коэффициент полезного действия (кпд) привода: п = п зп . ппк . п кп, где

п зп = 0,85 тАУ кпд червячной передачи,

п пк = 0,99 тАУ кпд подшипников качения ( 2 пары),

п кп = 0,95 тАУ кпд клиноременной передачи.

П = 0,85. 0,99². 0,95 = 0,79143075.

2.1.3. Определим требуемую мощность двигателя:

Р_дв = Р_рм / п = 4 / 0,79143075 = 5,054 кВт.

2.1.4. Определим номинальную мощность двигателя:

Р _ном Р_дв, Р_ном = 5,5 кВт.

2.1.5. Выбираем тип двигателя по табл. К9:

Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый типа 4АМ100L2У3, с частотой вращения 3000 об/мин, n _ном. = 2880 об/ мин.

2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.2.1.Частота вращения выходного вала редуктора: п_рм = 55 об/мин.

2.2.2. Определим передаточное число привода: U = n_ном/n_рм = 2880/55 =52,36.

2.2.3. Определим передаточные числа ступеней привода:

U = U_зп. U_оп = 20. 2,618

2.2.4. Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n_рм:

n_рм= n_{рм .} /100 = 55 . 5/ 100 = 2,75 об/мин.

2.2.5. Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины:

[n_рм] = n_рм+ n_рм= 55+2,75 = 57,75 об/мин.

2.2.6. Определим фактическое передаточное число привода:

U_ф= n_ном/[n_рм] = 2880/57,75 = 49,87.

2.2.7. Уточняем передаточные числа:

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода:

2.3.1. Мощность:

2.3.2. Частота вращения и угловая скорость:

2.3.3. Вращающий момент Т, нм:

3.1. Червячная передача.

3.1.1. Выбор материала червяка:

По табл. 3.1 определим марку стали для червяка:

Сталь 40Х с твердостью  45 НRCэ, термообработка тАУ улучшение и закалка ТВЧ.

По табл. 3.2 для стали 40Х тАУ твердость 45тАж50HRCэ

_в =900 Н/мм², _т =750 Н/мм²

3.1.2. Выбор материала червячного колеса:

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения:

V_s=

В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья;

_в =700 Н/мм²,_т =460 Н/мм²

3.1.3. Определим допускаемые контактные напряжения _н и изгибные _F напряжения:

а) при твердости витков червяка  45HRCэ

_н =

С_=0,97 тАУ коэффициент, учитывающий износ материала

Б) коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

Для нереверсивных передач:

Табл. 3.7

4. Расчет червячной передачи.

4.1. Определим главный параметр тАУ межосевое расстояние

а_w=

Принимаем а_w = 90 мм ( см. табл. 13.15)

4.2. Выбираем число витков червяка z₁:

z₁ зависит от u_чер.

u_чер.=20, следовательно z₁=2

4.3. Определим число зубьев червячного колеса:

z₂ = z₁ u_чер.=220=40

4.4. Определим модуль зацепления:

m =

Принимаем m = 3,5

4.5. Из условия жесткости определим коэффициент диаметра червяка:

q 

q 

Принимаем q = 10

4.6. Определим коэффициент смещения инструмента:

x = 0,714285

4.7. Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение u от заданного u:

4.8. Определим фактическое значение межосевого расстояния:

4.9. Определим основные геометрические параметры передачи:

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр:

начальный диаметр:

диаметр вершин витков:

диаметр впадин витков:

делительный угол подъема линии витков:

длина нарезаемой части червяка:

Так как х=0,714285, то С=

б) основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр:

диаметр вершин зубьев:

наибольший диаметр колеса:

диаметр впадин зубьев:

ширина венца:

радиусы закруглений зубьев:

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

Проверочный расчет:

4.10. Определим кпд червячной передачи:

4.11. Проверяем контактные напряжения зубьев колеса _н:

К тАУ коэффициент нагрузки. Принимаем в зависимости от окружной скорости колеса.

4.12. Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса:

где Y_F2 тАУ коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.10 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса.

4.13. Составляем табличный ответ.

6. Нагрузки валов редуктора.

6.1. Определение сил в червячном зацеплении:

Окружная:

Радиальная:

Осевая:

6.2. Определение консольных сил на выходные концы валов:

Муфта на быстроходном валу.

6.3. Силовая схема нагружения валов редуктора.

Направление витков червяка тАУ правое.

Направление вращения двигателя тАУ правое.

7. Проектный расчет валов. Эскизная компановка редуктора.

7.1. Выбор материала валов:

Червяк тАУ Сталь 40Х.

Вал тАУ Сталь 45.

7.2. Допускаемое напряжение на кручение.

7.3. Определение геометрических параметров ступеней валов:

I вал.

II вал.

7.4. Предварительный выбор подшипников качения:

1. Конические роликовые подшипники типа 7000, так как а_w 160 мм., средней серии; схема установки тАУ враспор.

2. I вал тАУ подшипники № 7207

II вал тАУ подшипники № 7212

3. основные параметры подшипников.

7.5. Эскизная компановка редуктора:

8. Расчетная схема валов редуктора.

8.1. I вал тАУ определение реакций в подшипниках.

9. Проверочный расчет подшипников.

9.1. Быстроходный вал.

Подшипники установлены враспор. (см. рис. 9.1.б)

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям выбираем формулы для определения R_Е:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

9.2. Тихоходный вал.

Подшипники установлены враспор.

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям

Соответствующие формулы для определения R_Е:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.

10. Конструктивная компановка привода.

10.1. Конструирование червячного колеса.

Так как диаметр колеса небольшой, то необходимо его изготовить цельнокованным.

10.2.Конструирование червяка.

Червяк выполняется заодно с валом.

А) конец вала.

10.3. Выбор соединений.

Шпонки: на конце I вала тАУ 8 7 30

под колесом червячным тАУ 2012 60

на конце II вала тАУ 16 10  60

Расчет шпонки под колесом.

10.4. Крышки подшипниковых узлов:

Манжета армированная ГОСТ 8752-79

Крышки торцовые

Для защиты подшипников от продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом, подшипниковые узлы закроем с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами.

Толщина шайб 1,2тАж2 мм., зазор между корпусом и наружным диаметром шайбы 0,2.ю.0,6 мм.

10.5. Конструирование корпуса редуктора.

10.5.1 Форма корпуса.

Корпус разъемный по оси колеса.

А) толщина стенок корпуса и ребер жесткости:

Принимаем

Б) диаметр болтов фланцев:

А) фундаментный фланец основания корпуса

Б) фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса.

Количество болтов на одну сторону корпуса тАУ 2шт.

H₂ тАУ графически

В) соединительный фланец крышки и основания корпуса

Г) винты для крепления крышек торцовых:

Д) фланец для крышки смотрового окна:

Смазывание.

А) смазывание зубчатого зацепления тАУ окунание, картерный непроточный способ.

Б) Сорт масла И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87 (табл. 10.29)

В) определение количества масла

Г) определение уровня масла

Д) контроль уровня масла.

Жезловы

В) определение

В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА МАСЛА

Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ УРОВНЯ МАСЛА

Д) КОНТРОЛЬ УРОВНЯ масла

Жезловый маслоуказатель ( рис. 10.63)

Е) слив масла

Пробка сливная (рис. 10.30)

Ж) отдушина (рис. 10.67)

Проверочные расчеты.

.











ЛистИзм.Лист№ докум.Подп.Дата

6. Нагрузки валов редуктора.

6.1. Определение сил в червячном зацеплении:

Окружная: F_t

F_t

Радиальная: F_r

Осевая: F_a1=F_t=8997 (H) F_A=F_t=2138 (H)

6.2. Определение консольных сил на выходные концы валов:

F_M

С= 1542 F_M1=C=r=1542*3=4626

F_{K МУФТ (НА ТИХ. ВАЛУ)}=2488

F_{K (НА БЫСТРОХОДНОМ ВАЛ)}=5440

6.3. Силовая схема нагружения валов редуктора.

(СМ. приложение № 1)

Направление витков червяка тАУ правое.

Направление вращения двигателя тАУ правое.

7. Проектный расчет валов. Эскизная компановка редуктора.

7.1. Выбор материала валов:

Червяк тАУ Сталь 40Х.

Вал тАУ Сталь 45.

7.2. Допускаемое напряжение на кручение.

²

7.3. Определение геометрических параметров ступеней валов:

I вал:

d₁=

d₁=30 ( MM)

l₁=(1.2тАж1.5) *d₁=( 1.2тАж1.5)*30=36тАж45

l₁=40 (MM)

d₂=d₁+2t=30+2*2.2=3.4

d₂=35 (MM)

l₂= 1.5d₂=1.5*35=45.5

l₂=45(MM)

d₃=d₂+3.2r=35+3.2*2.5

d₃=45(MM)

l₃=ГРАФИЧЕСКИ

d₄=d₂=35 (MM)

l₄=18.5=T l₄≈20(MM)

II вал.

d₁=

d₁≈55 (MM)

l₁=(1.0тАж1.5) d₁=(1.0тАж1.5)55=55тАж80

l₁≈70(MM)

d₂=d₁+2t=55+2*3=61

d₂≈60(MM)

l₂=1.25d₂=1.25*60=75

l₂≈80

d₃=d₂+3.2r=60+3.2*3.5=71.2

d₃≈70(MM)

l₃ Определяется Графически

d₄=d₂

l₄=T=24≈25(MM)

d₅=d₃+3*f=70*3.25=77.5

d₅≈80(MM)

l₅-ОПРЕДЕЛЯЕТСЯ ГРАФИЧЕСКИ

7.4. Предварительный выбор подшипников качения:

(по ТАБ 7.2) К29 [ 2 ]выбираем

1. Конические роликовые подшипники типа 7000, так как

2. а_w 160 мм., средней серии; схема установки тАУ в распор.

3. I вал тАУ подшипники № 7207

II вал тАУ подшипники № 7212

4. основные параметры подшипников

	Размеры мм				Подшипники
вал	d1	d2	d3	d4	Типо размеры	d*D*B(T) MM	Динам. Грузоп. Cr , KH	Статич. Групод. Cro, kH
	l1	l2	l3	l4
быстр	30	35	45	35	7507	35*72* 24.5	53	40
	40	45		20
Тихох.	55	60	70	60	7212	60*110*24	72.2	58.4
	70	80		25

7.5. Эскизная компоновка редуктора (См. приложение№2)

X=8тАж10 Y > 4X= 32тАж40 R= d_am

S =(0.1тАж0.2) D =(0.1тАж0.2)72 =7.2тАж14.4 (MM) h =

h₁ = h₂= a=( T+) a₁=0.5(24.5+) =18.42 (MM)

a₂=0.5(24+)=21.92 (MM)

8. Расчетная схема валов редуктора.

8.1. I вал тАУ определение реакций в подшипниках.

ДАНО :

Ft	d1=40 (MM)
Fr	! OM=58 (MM)
Fa=8997(H)	!б=175 (MM)
	Fop=862(H)

1. Вертик. Плоск.

а. Определяем опорные р-ции

F_r1*

ПРОВЕРКА :Y=0 R_AY-F_r1+R_BY=0609.3-3275+2665.7=0

Строим эпюру изгибающих моментов

Относительно оси Х :

В характерных сечениях, Н*М: М_Х=0

М_{Х =}R_AY*

M_X0 M_X=

2.Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции , Н:

R_BX=

R_AX=2216.7 (H)

Проверка: Х=0 F_OП-R_AX+F_t1-R_BX=0

862-2216.7+2138-783.3=0

Б) Строим эпюру изгиб. моментов относительно

Оси У в характерных сечениях

М_у1=0 М_У2=F_ОП*l_оп=862*0.058=50 Н*М

М_У4=0 М_у3= -R_BX*=-783,3*0,0875=-68,5 ( H*M)

3.Строим эпюру крут. Моментов :

М _к=Мz=

4.Определяем суммарные радиальные реакции, Н

R

R₂

_A

R_B=

5.Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*М

М₂=My₂=50 H*M M₃=

Проверочный расчет:

4.10. Определим кпд червячной передачи:

_{где =11,3,угол трения, определяется в зависимости}

_{от фактической скорости скольжения.}

4.11. Проверяем контактные напряжения зубьев колеса _н:

где F_t= 2 T₂10³/d₂

К тАУ коэффициент нагрузки. Принимаем в зависимости от окружной скорости колеса:

т. к V₂ м /с, то К=1

4.12. Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса:

где Y_F2 тАУ коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.10(стр.74 ) в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса.

ZV₂=Z₂/COS³

Y

4.13. Составляем табличный ответ.(ТАБ.4.11)

6. Нагрузки валов редуктора.

6.1. Определение сил в червячном зацеплении:

Окружная: F_t

F_t

Радиальная: F_r

Осевая: F_a1=F_t=8997 (H) F_A=F_t=2138 (H)

6.2. Определение консольных сил на выходные концы валов:

F_M

Муфта на быстроходном валу. 800-1-55-1У2 ГОСТ 20884-81(К25)

С= 1542 F_M=C=r=1542*3=4626

6.3. Силовая схема нагружения валов редуктора.

(СМ. приложение № 1)

Направление витков червяка тАУ правое.

Направление вращения двигателя тАУ правое.

2.3.2. Частота вращения и угловая скорость:

Дв n=2880 (об/мин)

Б

Т

2.3.3. Вращающий момент Т, нм:

Дв.

Б 18,2366*2,4935*0,9*0,99=42,7675 (н*м)

Т 42,7675*20*0,85*0,99=719,17 (н*м)

3.1. Червячная передача.

3.1.1. Выбор материала червяка:

По табл. 3.1 определим марку стали для червяка:

Сталь 40Х с твердостью  45 НRCэ, термообработка тАУ улучшение и закалка ТВЧ.

По табл. 3.2 для стали 40Х тАУ твердость 45тАж50HRCэ

_в =900 (Н/мм²), _т =750 ( Н/мм²)

3.1.2. Выбор материала червячного колеса:

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения:

V_s.

V_s.

В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья;

_в =700 (Н/мм²),_т =460 (Н/мм²)

3.1.3. Определим допускаемые контактные напряжения _н и изгибные _F напряжения:

а) при твердости витков червяка  45HRCэ

_н = (табл. 3.6),

С_=0,97 тАУ коэффициент, учитывающий износ материала

где N тАУ число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы тАУ наработка. (см. 3.1. п. 2а)

, где =6,047 =15*10⁵

^N₂=573*6.047*15*10³=51.973*10⁶ циклов

=185 (н/мм²)

Б) коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

=0,6447

Для нереверсивных передач:

=(0,08*700+0,25*460)0,6447=

=110,(н/мм²)

Табл. 3.7

		Дпред		HRCэ
Червяк	Ст.40Х	125	У+ТВY	45тАж50	900	750
Колесо			Ц		700	460	497,32	110,24

4. Расчет червячной передачи.

4.1. Определим главный параметр тАУ межосевое расстояние

а_w=

Принимаем а_w = 100 мм ( см. табл. 13.15)

4.2. Выбираем число витков червяка z₁:

z₁ зависит от u_чер

u_чер.=20, следовательно z₁=2

4.3. Определим число зубьев червячного колеса:

z₂ = z_1* u_чер.=2*20=40

Z2=40

4.4. Определим модуль зацепления:

m = (1.5тАж1.7)

Принимаем m = 4

4.5. Из условия жесткости определим коэффициент диаметра червяка:

q (0.212тАж0.25)z₂=(0.212тАж0.25)*40=8.48тАж10

Принимаем q = 10

4.6. Определим коэффициент смещения инструмента:

x = 0,714285

4.7. Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение u от заданного u:

4.8. Определим фактическое значение межосевого расстояния:

(мм)

a_w=100(мм)

4.9. Определим основные геометрические параметры передачи:

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр: d₁=g*m=10*4=40(мм)

начальный диаметр: d_w1=m*(g+2)=4*(10+2*0)=40(мм)

диаметр вершин витков: d_a1=d₁+2*4=48(мм)

диаметр впадин витков: d_f1=d₁-2,4m=40-2,4*4=30,4(мм)

делительный угол подъема линии витков: =arctg(Z₁/g)= arctg(2/10)=11,3⁰

=11⁰18^!32^!!

длина нарезаемой части червяка:

b₁=(10+5,5*!X!+Z₁)m+c

Так как х=0,714285, то С=0

в₁=(10+5,5*0+2)*4+0=48(мм)

б) основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр: d₂=d_w2=m*z₂=4*40=160 (мм)

диаметр вершин зубьев: d_a2=d₂+2m*(1+x)=160+2*4(1+0)=168 (мм)

наибольший диаметр колеса: d_ам2≤d_a2+6m/(z₁+2)=168+6*4/2+2)=174(мм)

диаметр впадин зубьев: d_f2=d₂-2m(1,2-x)=160-2*4(1,2-0)=150,4 (мм)

ширина венца: b₂=0,355*a_w=0,355*100=35,5 (мм)

b₂=36 (мм)

радиусы закруглений зубьев: R_a=0,5d₁-m=0,5*40-4=16 (мм)

R_f=0,5d₁+1,2m=0,5*40+1,2*4=28,8(мм)

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

=103⁰

d^!=d_a1-0,5m=48-0,5*4=46 (мм)

9. Проверочный расчет подшипников.

9.1. Быстроходный вал.

Подшипники установлены в распор. (см. рис. 9.1.б)

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям выбираем формулы для определения R_Е:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

9.2. Тихоходный вал.

Подшипники установлены враспор.

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям

Соответствующие формулы для определения R_Е:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.

10. Конструктивная компановка привода.

10.1. Конструирование червячного колеса.

Так как диаметр колеса небольшой, то необходимо его изготовить цельнокованным.

10.2.Конструирование червяка.

Червяк выполняется заодно с валом.

А) конец вала.

10.3. Выбор соединений.

Шпонки: на конце I вала тАУ 8 7 30

под колесом червячным тАУ 2012 60

на конце II вала тАУ 16 10  60

Расчет шпонки под колесом.

10.4. Крышки подшипниковых узлов:

Манжета армированная ГОСТ 8752-79

Крышки торцовые

Для защиты подшипников от продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом, подшипниковые узлы закроем с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами.

Толщина шайб 1,2тАж2 мм., зазор между корпусом и наружным диаметром шайбы 0,2.ю.0,6 мм.

10.5. Конструирование корпуса редуктора.

10.5.1 Форма корпуса.

Корпус разъемный по оси колеса.

А) толщина стенок корпуса и ребер жесткости:

Принимаем

Б) диаметр болтов фланцев:

В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА МАСЛА

Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ УРОВНЯ МАСЛА

Д) КОНТРОЛЬ УРОВНЯ масла

Жезловый маслоуказатель ( рис. 10.63)

Е) слив масла

Пробка сливная (рис. 10.30)

Ж) отдушина (рис. 10.67)

Проверочные расчеты.

А) фундаментный фланец основания корпуса

Б) фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса.

Количество болтов на одну сторону корпуса тАУ 2шт.

H₂ тАУ графически

В) соединительный фланец крышки и основания корпуса

Г) винты для крепления крышек торцовых:

Д) фланец для крышки смотрового окна:

Смазывание.

А) смазывание зубчатого зацепления тАУ окунание, картерный непроточный способ.

Б) Сорт масла И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87 (табл. 10.29)

2.3.2. Частота вращения и угловая скорость:

Дв n=2880 (об/мин)

Б

Т

2.3.3. Вращающий момент Т, нм:

Дв.

Б 18,2366*2,4935*0,9*0,99=42,7675 (н*м)

Т 42,7675*20*0,85*0,99=719,17 (н*м)

3.1. Червячная передача.

3.1.1. Выбор материала червяка:

По табл. 3.1 определим марку стали для червяка:

Сталь 40Х с твердостью  45 НRCэ, термообработка тАУ улучшение и закалка ТВЧ.

По табл. 3.2 для стали 40Х тАУ твердость 45тАж50HRCэ

_в =900 (Н/мм²), _т =750 ( Н/мм²)

3.1.2. Выбор материала червячного колеса:

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения:

V_s.

V_s.

В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья;

_в =700 (Н/мм²),_т =460 (Н/мм²)

3.1.3. Определим допускаемые контактные напряжения _н и изгибные _F напряжения:

а) при твердости витков червяка  45HRCэ

_н = (табл. 3.6),[ 2 ]

С_=0,97 тАУ коэффициент, учитывающий износ материала

где N тАУ число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы тАУ наработка. (см. 3.1. п. 2а) [2 ]

, где =6,047 =15*10⁵

^N₂=573*6.047*15*10³=51.973*10⁶ циклов

=185 (н/мм²)

Б) коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

=0,6447

Для нереверсивных передач:

=(0,08*700+0,25*460)0,6447=

=110,(н/мм²)

Табл. 3.7[ 2 ]

		Дпред		HRCэ
Червяк	Ст.40Х	125	У+ТВY	45тАж50	900	750
Колесо			Ц		700	460	497,32	110,24

4. Расчет червячной передачи.

4.1. Определим главный параметр тАУ межосевое расстояние

а_w=

Принимаем а_w = 100 мм ( см. табл. 13.15)

4.2. Выбираем число витков червяка z₁:

z₁ зависит от u_чер

u_чер.=20, следовательно z₁=2

4.3. Определим число зубьев червячного колеса:

z₂ = z_1* u_чер.=2*20=40

Z2=40

4.4. Определим модуль зацепления:

m = (1.5тАж1.7)

Принимаем m = 4

4.5. Из условия жесткости определим коэффициент диаметра червяка:

q (0.212тАж0.25)z₂=(0.212тАж0.25)*40=8.48тАж10

Принимаем q = 10

4.6. Определим коэффициент смещения инструмента:

x = 0,714285

4.7. Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение u от заданного u:

4.8. Определим фактическое значение межосевого расстояния:

(мм)

a_w=100(мм)

4.9. Определим основные геометрические параметры передачи:

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр: d₁=g*m=10*4=40(мм)

начальный диаметр: d_w1=m*(g+2)=4*(10+2*0)=40(мм)

диаметр вершин витков: d_a1=d₁+2*4=48(мм)

диаметр впадин витков: d_f1=d₁-2,4m=40-2,4*4=30,4(мм)

делительный угол подъема линии витков: =arctg(Z₁/g)= arctg(2/10)=11,3⁰

=11⁰18^!32^!!

длина нарезаемой части червяка:

b₁=(10+5,5*!X!+Z₁)m+c

Так как х=0,714285, то С=0

в₁=(10+5,5*0+2)*4+0=48(мм)

б) основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр: d₂=d_w2=m*z₂=4*40=160 (мм)

диаметр вершин зубьев: d_a2=d₂+2m*(1+x)=160+2*4(1+0)=168 (мм)

наибольший диаметр колеса: d_ам2≤d_a2+6m/(z₁+2)=168+6*4/2+2)=174(мм)

диаметр впадин зубьев: d_f2=d₂-2m(1,2-x)=160-2*4(1,2-0)=150,4 (мм)

ширина венца: b₂=0,355*a_w=0,355*100=35,5 (мм)

b₂=36 (мм)

радиусы закруглений зубьев: R_a=0,5d₁-m=0,5*40-4=16 (мм)

R_f=0,5d₁+1,2m=0,5*40+1,2*4=28,8(мм)

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

=103⁰

d^!=d_a1-0,5m=48-0,5*4=46 (мм)

Вместе с этим смотрят:

11-этажный жилой дом с мансардой

14-этажный 84-квартирный жилой дом

16-этажный жилой дом с монолитным каркасом в г. Краснодаре

180-квартирный жилой дом в г. Тихорецке

2-этажный 3-секционный 18-квартирный жилой дом в г. Мирном