2 = mz 2 = 5 Г— 40 = 200,0 мм;
діаметр вершин зубів
В
d a 2 = d 2 + 2 m (1 + x ) = 200,0 + 2 Г— 5 Г— (1 + 0,00) = 210,0 мм;
найбільший діаметр колеса
d a м2 ≤ d a 2 + 6 m /( z 1 + 2) = 210,0 + 6 Г— 5/(2 + 2) = 217, 5 мм;
діаметр западин зубів
d f 2 = d 2 - 2 m (1,2 - x ) = 200,0 - 2 Г— 5 Г— (1,2 - 0,00) = 188,0 мм;
ширина вінця
В
b 2 = 0,355 a w = 0,355 Г— 125,00 = 44,4 мм,
округляємо до значення з ряду нормальних розмірів b 2 = 45 мм;
умовний кут обхвату черв'яка вінцем колеса
2d = 2 Г— arcsin ( b 2 /( d a 1 - 0,5 m )) = 2 Г— arcsin (45/(60,0 - 0,5 Г— 5)) = 103 В°. br/>
Визначимо сили в зачепленні
окружна сила на колесі, рівна осьової силі на черв'яка
F t 2 = F a 1 = 2000 T 2 / d 2 = 2000 Г— 294/200, 0 = 2940 Н;
окружна сила на черв'яка, рівна осьової силі на колесі
F t 1 = F a 2 = 2000 T 2 /( u ф d 1 ) = 2000 Г— 294/(20,00 Г— 50,0) = 588 Н;
радіальна сила, розсовує черв'як і колесо
F r = F t 2 tg20 В° = 2940 Г— 0,364 = 1070 Н.
3.4 Перевірочний розрахунок черв'ячної передачі
Фактична швидкість ковзання
v S = u ф w 2 d 1 /(2cosg Г— 10 3 ) = 20,00 Г— 7,51 Г— 50,0/(2 Г— cos11, 31 В° Г— 10 3 ) = 3,83 м/с.
Визначимо коефіцієнт корисної дії передачі
h = tgg/tg (g + j) = tg11, 31 В°/tg (11,31 + 2) В° = 0,85,
де j - кут тертя, що залежить від фактичної швидкості ковзання, град [1, таблиця 4.9].
Перевіримо контактні напруги зубів колеса
В
де K - коефіцієнт навантаження;
[s] Н - допустиме контактне напруження зубів колеса, уточнене за фактичною швидкості ковзання, Н/мм 2 [1, таблиця 3.6]
s H = 340 Г— (2940 Г— 1/(50,0 Г— 200,0)) 1/2 = 184, 4 ≤ 198,6 Н/мм 2 . br/>
Отримане значення контактного напруги менше допустимого на 7,2%, умова виконана. Перевіримо напруги вигину зубів колеса
s F = ≤ [s] F ,
де Y F 2 - коефіцієнт форми зуба колеса, що визначається по [1, таблиця 4.10] в залежності від еквівалентного числа зубів колеса:
z v 2 = z 2 /cos 3 g = 40/cos 3 11,31 В° = 42,
тоді напруги вигину дорівнюють
s F = 0,7 Г— 1,53 Г— 2940 Г— 1/(45 Г— 5) = 14,0 ≤ 43,9 Н/мм 2 ,
умова виконана.
3.5 Розрахунок черв'ячної передачі на нагрів
Визначаємо площу поверхні охолодження корпусу редуктора:
А В»12,0 a w 1,7 = 12,0 Г— 0,125 1,7 = 0,35 м 2 ,
Де a w - міжосьова відстань черв'ячної передачі, м.
Температура нагрівання масла в масляній ванні редуктора:
В
де h - ККД черв'ячної передачі;
P 1 - потужність на черв'яка, кВт;
K T - коефіцієнт тепловіддачі, Вт/(м 2 Г— В° С);
y - коефіцієнт, що враховує відвід тепла від корпусу редуктора в металеву раму;
t 0 = 20 В° С - температура навколишнього повітря;
[ t ] раб = 95 В° С - максимально допустима температура нагрівання масла в масляній ванні редуктора, В° С.
t раб = 1000 Г— (1 - 0,85) Г— 2,79/(17 Г— 0,35 Г— (1 + 0,3)) = 75,8 В° С.
4. Попередній розрахунок валів і вибір підшипників
Швидкохідний вал (вал-черв'як):
d 1 = (0,8 ... 1,2) Г— d дв = (0 , 8 ... 1,2) Г— 28 = 22,4 ... 33,6 мм,
де d
