18.2. Проверочный расчет

Проверочный расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей выполняют с учетом принятых значений a_w, m, q, z₁, z₂ и x. При сопоставлении расчетного контактного напряжения _Н2 (МПа) и допускаемого _НР2 (МПа) должно соблюдаться условие

, (18.4)

где q – коэффициент диаметра червяка;

x – коэффициент смещения;

z₂ – число зубьев червячного колеса;

a_w – межосевое расстояние, мм;

Т₂ – исходная расчетная нагрузка (крутящий момент на колесе), Нм;

К – коэффициент нагрузки.

18.2.1. Уточняют значение допускаемого контактного напряжения _НР2 (см. табл. 17.1) с учетом скорости скольжения (см. п. 18.1.9).

18.2.2. Уточняют значения коэффициента нагрузки . Коэффициент К_v, учитывающий динамическую нагрузку, находят по табл. 18.2 с учетом скорости скольжения v_s (см. п. 18.1.9) и степени точности (см. табл. 18.3).

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине контактных линий К_ находят по (18.2), используя принятые значения z₁, z₂ и q.

18.2.3. Определяют расчетное контактное напряжение _Н2 по (18.4). Если _Н2 не превышает допускаемое _НР2 более чем на 5%, то параметры передачи (a_w, m, q, z₁, z₂ и x), полученные при проектировочном расчете, оставляют неизменными. Если _Н2 окажется меньше _НР2 на 20% и более, то такая передача считается недогруженной. В этом случае необходимо уменьшить межосевое расстояние и выполнить расчеты, начиная с п. 18.1.6.

19. Расчет зубьев червячного колеса на контактную прочность

Расчет проводят, сопоставляя расчетное напряжение _Н2max и допускаемое предельное контактное напряжение _НР2max (см. п. 17.2). При этом должно выполняться условие

, (19.1)

где _H2 – расчетное контактное напряжение (см. формулу (18.4)), Мпа;

T_2max – наибольшая нагрузка из числа подводимых к передаче, Нм;

T₂ – исходная расчетная нагрузка (крутящий момент на колесе), Нм.

Наибольшая нагрузка (наибольший крутящий момент) определяется по циклограмме нагружения (см. рис. 17.2). В некоторых случаях ее принимают равной максимальному крутящему моменту, развиваемому электродвигателем. Соблюдение неравенства (19.1) исключает возможность появления пластических деформаций и заедания рабочих поверхностей зубьев колеса.

20. Расчет зубьев червячного колеса на изгибную выносливость

Для предотвращения усталостного излома зубьев колеса производят сопоставление расчетного напряжения на изгиб в опасном сечении зуба _F2 (МПа) с допускаемым напряжением σ_FP2 (см. п. 17.1). При этом должно соблюдаться условие

, (20.1)

где F_t2 – окружная сила на червячном колесе (см. табл. 18.8), Н;

К – коэффициент нагрузки (см. п. 18.2.2);

_w – угол подъема витка по начальному цилиндру червяка (см. п. 18.1.9);

m – модуль зацепления;

q – коэффициент диаметра червяка;

x – коэффициент смещения (см. п. 18.1.7)

Y_FS – коэффициент, учитывающий форму зуба червячного колеса; принимается по табл. 20.1 в зависимости от эквивалентного числа зубьев червячного колеса z_v2:

.

20.1. Определяют расчетное напряжение на изгиб _F2 по (20.1). Изгибная выносливость зубьев считается достаточной, если значение _F2 превышает _FP2 менее чем на 5%, и недостаточной, если превышение составляет более 5%. В этом случае необходимо увеличить модуль зацепления m и выполнить повторный расчет, начиная с п. 18.1.7. При недогрузке передачи (даже значительной) перерасчет не производят, если передача полностью загружена по контактным напряжениям _H  _HP.

Таблица 20.1

zv2	Y FS	zv2	YFS	z v2	YFS	z v2	YFS
26	1,85	35	1,64	50	1,45	150	1,27
28	1,80	37	1,61	60	1,40	300	1,24
30	1,76	40	1,55	80	1,34	–	–
32	1,71	45	1,48	100	1,30	–	–