2.1.2 Вибираємо допустимі напруження

Вибрана бронза відноситься до  групи

_ =_LC_v_o

де, К_НL =⁸10⁷/N - коефіцієнт довговічності;

загальне число циклів зміни напруг;

=573_L_h

Cvкоефіцієнт зносу зубців; 2, с.27

С=0,95

_одопустиме напруження при числі циклів зміни напруг рівним 10⁷

_о=0,9_в10⁶ 2,с.28

=5736,8325000=9,7810⁷

_L= ⁸10⁷/9,7810⁷=0,752

_о=0,920010⁶=18010⁶

_=0,7520,9518010⁶=128,610⁶Па

Допустиме напруження згину

_F=_FL_Fo

Коефіцієнт довготривалості: _FL= ⁹10⁶/= ⁹10⁶/9,7810⁷=0,6

тому допустиме напруження згину

_Fo=0.256_т+0,08_в=0,25690+0,08200=38,5МПа

_F=_FL_Fo=0,638,5=23,1 МПа

2.1.3 Міжосьова відстань

Міжосьова відстань передачі:

а_6100 ³Т_/_²=6100 ³388,83/(128,610⁶)²=0,175м

Приймаємо міжосьову відстань, після округлення, за стандартним рядом в його більшу сторону 2,с.28

а_=225мм

2.1.4 Підбір головних параметрів передачі

Число витків черв’яка z₁=2 2,c.28;

число зубів колеса z₂=z₁u=222=44

Модуль передачі

m=(1,5…1,7)а_/z₂=(1,5…1,7)225/44=7,67…8,69

Найближче стандартне значення 2, т.2.11, с.29; m=8

Коефіцієнт діаметра черв’яка

q= 2а/m-z₂=2225/8-44=12,25

q_minq_ст 9,3312,25

Мінімальне значення q_min=0,212z₂=9,33

Приймаємо q_ст=12,5 2, т.2.11, с.29

Коефіцієнт зсуву інструмента

x =(а_/m)-0,5(z₂+q)=(225/8)-0,5(44+12,5)=-0,125;

/0,125/1

Відхилення від заданого

u=(u_ф-u/u)1004%

u_ф=z₂/z₁=44/2=22

u=(22-22/22)100=0%

0%  4%

2.1.5 Геометричні розміри черв’яка та колеса

• Ділильний діаметр черв’яка

d₁= qm=12.58=100мм

• Діаметр вершин витків

d_а1=d₁+2m=100+28=116мм

• Діаметр впадин

d_f1= d₁-2,4m=100+2,48=80,8мм

• Довжина нарізаної частини

b₁(11+0,06z₂)m=(11+0,0644)8=109,12мм

Так як витки шліфують, то остаточно

b₁109,12+38=133,12мм

• Діаметр ділильної окружності колеса

d₂= z₂m=448=352мм

• Діаметр окружності вершин зубів

d_а2=d₂+2(1+x)m=352+2(1-0,125)8=366мм

• Найбільший діаметр колеса

d_ам2=d_а2+(6m/z₁+2)=366+(68/2+2)=378мм

• Ширина венця

b₂0,75d_а1=0,75116=85мм

2.1.6 Перевірочний розрахунок передачі на міцність

По довідникам [2, т.2.12, с.30] для z₁=2, q=12,5 кут =905

Кутова швидкість черв’яка

₂=150,2^рад/_с

Окружна швидкість на черв’яку

v₁=0,5₂d₁=0,5150,20,1=7,51^м/_с

Швидкість ковзання на колесі

м/с

Коефіцієнти С_v=0,81; К=1,0; [2, с.30]

МПа

Розрахунок напруги

_н=4,810⁵/d₂KT_/d₁_н

_н=4,810⁵/0,3521,0388,83/0,1=85,0310⁶Па_н=109,6410⁶Па

що менше допустимого

2.1.7 ККД передачі

По довідникам [2, т.2.13, с.30] кут тертя =059.

ККД передачі

=tg905/tg(905+059)=0,9

2.1.8 Сили в зачепленні

Колова сила на колесі та осьова сила на черв’яку

F_T2=F_A1=2T_/d₂=2·388,83/0,352=2209,3H

Колова сила на черв’яку та осьова сила на колесі

F_t1=F_а2=F_T2z₁/(q)=2209,32/12,50,9=392,76H

Радіальна сила

F_r=0,364F_T2=0,3642209,3=804,2H

2.1.9 Перевірка зубів колеса по напрузі згину

Еквівалентне число зубців

z_v2=z₂/cos³=44/cos³(905)=45,72

По довідникам [2, т.2.15, с.31] коефіцієнт _F=1,47.

Окружна швидкість на колесі v₂=0,5₃d₂=1,202

Розрахунок напруження згину

_F =0,7_FKF_t2/mb₂=0,71,4712209,3/0,0080,085=3,3410⁶Па

що менше _F =23,1 МПа

2.1.10 Тепловий розрахунок

Потужність на черв’яку

Р₁=T_ _ / =388,836,83/0,9 =2950,8 Вт

Поверхня охолодження корпуса 2, т.2.14, с.30; А=1,0 м²

Коефіцієнт К_т =9…17

Приймаємо, що відвід тепла буде здійснюватись без штучного охолодження. Тоді температура масла

t_раб =(1-)P₁/K_TA =[(1-0,9)2950,8/(9…17)1,0]+20^о =52,8…37,4С

що є допустиме, так як t_раб  t_раб =95С

Результат розрахунку черв’ячної передачі в приводі підтверджую машинобудівними розрахунками в середовищі ЕХСЕL 97/2000, які приведені в додатку Б.