2.1.6 Проверочный расчёт передачи на сопротивление контактной

усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса

Уточним скорость скольжения V_S . Для этого определим окружную скорость червяка V₁:

Тогда скорость скольжения V_S:

Что незначительно отличается от предварительно рассчитанной V_S=3,9м/с.

Оставляем без изменений ранее принятый материал венца червячного колеса – безоловянную бронзу.

Уточним [σ_H]:

Приведённый угол трения φ между стальным червяком и колесом из бронзы принимаем в зависимости от V_S: φ =1°40’=1,67°.

Тогда КПД червячной передачи:

Уточним вращающий момент на валу червячного колеса:

Коэффициент динамической нагрузки K_V при расчёте червячной передачи при >3 м/с принимают K_V =1…1,3. Принимаем K_V =1,1.

Коэффициент концентрации нагрузки Kβ при переменной нагрузке принимают Kβ =1,1.

Коэффициент расчётной нагрузки K_H при расчёте на сопротивление контактной усталости:

Торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса:

Расчётное контактное напряжение:

Условие сопротивления контактной усталости σ_H=153,2 МПа<[σ_H]=192,5 МПа выполняется.

2.1.7 Определение допускаемых напряжений изгиба [σF] при расчёте зубьев

колеса на сопротивление усталости при изгибе

Для реверсивной передачи:

где - допустимое напряжение изгиба при расчёте зубьев колеса на

сопротивление усталости при изгибе, МПа

- предел выносливости, МПа

- коэффициент долговечности

Определим коэффициент долговечности Y_N .

Суммарное число циклов перемены нагружений:

где .

Для типового режима нагружения 4 коэффициент эквивалентности K_FE=0,016.

Эквивалентное число циклов нагружения:

Тогда коэффициент долговечности при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

При этом должно выполняться условие .

Принимаем YN=1.

Тогда при σ_В=425 МПа для бронзы БрА9ЖЗЛ:

2.1.8 Проверочный расчёт зубьев червячного колеса на сопротивление усталости при изгибе

Окружная сила на червячном колесе:

Эквивалентное число зубьев колеса:

Принимаем коэффициент формы зуба червячного колеса в зависимости от линейным интерполированием:

Коэффициент расчетной нагрузки K_F=K_H=1,21.

Нормальный модуль:

Напряжение изгиба:

что меньше [σF]=68 МПа.

2.1.9 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность при кратковременной перегрузке

По таблице 1П.36 приложения 1 для безоловянной бронзы предельно допускаемые контактные напряжения:

[σ_Hmax]= 2[σ_T]=2·195=390 МПа

Максимальные контактные напряжения при кратковременной перегрузке:

Контактная прочность зубьев при кратковременной перегрузке обеспечена.

2.1.10 Проверочный расчёт передачи на изгибную прочность при кратковременной перегрузке

По таблице 1П.36 приложения 1П предельно допускаемые напряжения изгиба:

[σ_Fmax]= 0,8σ_T=0,8·195=156 МПа

Максимальное напряжение изгиба при кратковременной перегрузке:

Изгибная прочность зубьев червячного колеса при кратковременной перегрузке обеспечена.

2.1.11 Тепловой расчёт червячной передачи

Определим температуру масла в картере редуктора:

где P₁ – мощность на валу червяка, Вт

К_Т – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м²·°С)

А – площадь поверхности охлаждения корпуса за исключением поверхности дна, которой он прилегает к раме(по чертежу редуктора),

Ψ=0,3 – коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса в раму или плиту.

2. Расчет быстроходной ступени

Исходные данные:

Передаточное число ступени U=U_Б=2

Частота вращения шестерни

Частота вращения колеса

Вращающий момент на шестерни

Вращающий момент на валу колеса

Расчетный срок службы передачи

Привод – нереверсивный;

Типовой режим нагружения – 4;

Кратковременная перегрузка ;

2.2.1 Выбор варианта термической обработки и определение средних твердостей

Так как вращающий момент на колесе рассчитываемой пары Т2=82,4 Нм, что меньше 1400 Н·м, то принимаем термообработку зубчатых колес по варианту I, а именно:

термообработка шестерни – улучшение; твёрдость – 269..302 НВ;

термообработка колеса – улучшение; твёрдость – 235...262 НВ.

Средние твёрдости Н:

2.2.2 Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости

Предел контактной выносливости поверхности зубьев Hlim (1-шестерня;

2-колесо):

По таблице 1П.9 приложения 1П принимаем коэффициенты запаса прочности S_H при расчете на контактную выносливость: для шестерни – S_H1 = 1,1; для колеса – S_H2 = 1,1.

Определим базовое число циклов напряжений NHlim для шестерни и колеса:

По таблице 1П.8 приложения 1П коэффициент, характеризующий интенсивность типовых режимов нагружения передачи при подсчёте на сопротивление контактной усталости, для заданного типового режима

Для рассчитываемой ступени зуб шестерни и зуб колеса за один оборот зацепляются только один раз, соответственно число зацеплений с₁=с₂=1.

Эквивалентное число циклов напряжений N_HE за расчетный срок службы передачи L_h:

где с – число зацеплений зуба рассматриваемого зубчатого колеса за

один его оборот

n – частота вращения рассматриваемого зубчатого колеса,

Lh – расчетный срок службы передачи, ч

Определяем коэффициент долговечности ZN:

Для шестерни: так как NHE1 > NHlim1,. то

Для колеса: так как NHE2 > NHlim2, то .

Допустимые контактные напряжения для шестерни и колеса:

[_н]₁=0,9_нlim1 =0,9641

[_н]₂=0,9нlim2 =0,9567

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения при расчёте косозубой и шевронной передач на сопротивление контактной усталости согласно ГОСТ 21354-87 принимают:

[_н]=0,45([_н]₁+[_н]₂)=0,45(524+464)=445 МПа

Принимаем [_н]=445 МПа.