Диаметр делительный червякаd1 = q ∙ m = 10 ∙8 = 80 мм
Диаметр вершин витковdа1 = d1 + 2 ∙ m = 96 мм
Диаметр впадинdf1 = d1 – 2,4 · m = 60,8 мм
Дина b1 нарезанной части червякапри Х = 0,5:
b1 = (11 + 0,06 ∙ Z2) ∙ m = 107,2 мм
приm = 8 мм увеличиваем b1 на 25 мм, т.е. принимаемb1 = 140 мм
Диаметр делительный колесаd2 = Z2 · m = 320 мм
Диаметр вершин зубьевda2 = d2 + 2 · m · (1 + X) = 336 мм
Диаметр впадинdf2 = d2 – 2 · m · (1,2 – X) = 300,8 мм
Диаметр колеса наибольший daM2 ≤ da2 + 6 · m / (Z1 + 2) = 352 мм
Ширина венцаb2 = ψa ∙ aW = 0,355 · 200 =71где ψa = 0,355 при Z1 = 2,
принимаемb2 = 75 мм.
Проверочный расчет передачи на прочность:
Скорость скольжения в зацеплении:
где
По полученному значению VCK уточняют допускаемое напряжение [σ]H.
Вычисляют расчетное напряжение:
где – начальный диаметр червяка;
KV – скоростной коэффициент. При V2 ≤ 3 м/с KV = 1. При V2 > 3 м/с коэффициент KV принимают равным коэффициенту KНV (табл. 1.5) для цилиндрических прямозубых колес твердостью НВ < 350 той же степени точности.
Расчётное контактное напряжение:
|
|
Коэффициент полезного действия передачи:
где γW – угол подъема линии витка на начальном цилиндре,
ρ – приведенный угол трения. Значения ρ принимают из таблицы 2.5 в зависимости от скорости скольжения:
ρ =
Силы в зацеплении:
Окружная сила на колесе
Окружная сила на червяке
Радиальная силаFr = Ft2 · 0,364 = 3105,102H
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба:
Расчетное напряжение изгиба:
где KV = 1, – скоростной коэффициент (см. выше),
m и dW1 – в м;
YF – коэффициент формы зуба, который принимают в зависимости от
YF = 1.55
Тепловой расчет редуктора:
Мощность на червяке
Температура нагрева масла:
где коэффициент теплоотдачи КТ = 13 Вт / (м2 · с);
площадь поверхности корпуса А = 0,78 м2 при aW = 200 мм.