5. Определяем допускаемые контактные напряжения для червячного колеса:

_HP2 = _{H lim b} ·K_HL

где _{H lim b} – предел контактной выносливости для бронз, выбирается по таблице Пр.3.2. (Справочник).

Для бронзы ………………………, _{H lim b}= 0,…·_в = 0,…·…… = ……… МПа

Название, обозначение

Для безоловянистых бронз и чугуна _{H lim b}= ……… МПа,

из графика рис.1, Пр.3.3. (Справочник)

Определяем коэффициент долговечности K_HL

,

где N_HO –10⁷ базовое число циклов перемен напряжений

Эквивалентное число циклов перемен напряжений – N_HE определяется по формуле:

где n₂ – число оборотов вала червячного колеса;

t_h = C·365·24·K_сут· K_год = =

= + +...= = ………..

= 60∙……………………………….= …………..∙10⁷ циклов

= =

Если N_НE > 25 · 10⁷ циклов, то принимают N_НE = 25 · 10⁷

Значения K_HL ограничиваются для колес изготовленных из мягких бронз

при σ_в ‹ 300МПа, с N_Но =10⁷ пределами: 0,67≤ K_HL ≤ 1,7.

Значения K_HL =1 для колес изготовленных из чугунов и бронз с σ_в › 350МПа.

Рассчитываем допускаемые контактные напряжения для червячного колеса

[_HP]₂ = = _{H lim b} ·K_HL =…….. ·……..= МПа

6. Допускаемые напряжения на изгиб для колеса определим по формуле

[_FP ]₂ = _FP2 · K_FL,

где _FP – допускаемое базовое напряжение

_FP2 = (0,25 _T + 0,08 _в ) · K_·K_FL.

K_ - коэффициент концентрации = 1,1

K_FL – коэффициент долговечности ,

где N_F0 = 10 ⁶ базовое число циклов перемен напряжений,

N_FE – эквивалентное число циклов перемен напряжений.

= + +...= = ………..

= 60∙…………………………………….= ∙10⁶ циклов

= = .

Если N_FE2 < 10⁵ циклов, то принимают N_FE2 = 10⁵

Если N_FE2 > 25 · 10⁷ циклов, то принимают N_FE2 = 25 · 10⁷

Значения K_HL ограничиваются для колес изготовленных из бронз или латуни

, с N_Fо =10⁶ пределами: 0,54≤ K_HL ≤ 1.

Значения K_HL =1 для колес изготовленных из чугунов.

Принимаем K_FL =………. _T, _в – Пр.3.1. (Справочник)

Тогда [_FP2] = (0,25 _T + 0,08 _в)·K_·K_FL= (0,25·…..+0,08·…….) ·1,1·……. = МПа

7. Вспомогательный параметр учитывающий вид передачи K_ач = 31

Ввиду прирабатываемости зубьев червячного колеса коэффициент нагрузки ориентировочно можно принять K_ = 1,

Коэффициент динамичности K_v зависит от точности изготовления передачи и скорости скольжения витков червяка. Для проектировочного расчета коэффициент динамичности принимают:

K_v = 1,1……1,3 при V_ск> 3 м/с; K_v = 1 при V_ск  3 м/с.

Принимаем K_v = …….

7.1 Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния по формуле

= = мм,

8. Определяем осевой модуль зацепления

= = мм.

По ГОСТ 2144-76 выбираем ближайший больший модуль при согласовании его с коэффициентом червяка q . Пр.3.4. (Справочник).

Принимаем m_x = мм

где _Т2 – предел текучести материала колеса см. табл. Пр.3.1. (Справочник)

9. Определяем контактное напряжение в зубе колеса при действии максимальной нагрузки

9.1 Определяем коэффициент формы сопрягаемых поверхностей

= = = ,

где = ………. ^о – делительный угол подъема

= = …….^о ’ - угол профиля в торцевом сечении,

где _n= 20⁰ – угол профиля эвольвенты по ГОСТ 19036-73

9.2 Назначаем коэффициент – Z_М, учитывающий механические свойства материалов

При угле зацепления α_w =20⁰ для материалов сопряженной пары можно принять:

если материал червяка – сталь, а венец колеса – бронза Z_М = 380 МПа^1/2,

если материал червяка – сталь, а венец колеса – чугун Z_М = 410 МПа^1/2

Принимаем Z_М = .

9.3 Уточняем коэффициент динамичности нагрузки К_v

Предварительно определяем:

– диаметр делительной окружности червяка

dw₁ = m_x·q = · = мм

• скорость скольжения витков червяка по зубьям колеса

= = м/c

• окружную скорость червяка

=–––––––––= м/с

В зависимости от V₁ выбираем степень точности передачи Пр.3.5. (Справочник)

Принятая степень точности ………….

Определяем коэффициент динамичности нагрузки К_v в зависимости от степени точности и V_ск (скольжения) см. табл. Пр.3.5. (Справочник)

Принимаем К_v =……,

10. Определяем уточненное межосевое расстояние

a_ω= 0,5 · m_x · (q+Z₂) = 0,5 · ( + ) = мм

9. 1 Максимальный крутящий момент на колесе.

= = Нм

Определяем расчетные контактные напряжения

=

= = МПа

2. Проводим проверку по контактным напряжениям при действии максимальной нагрузкой по условию:

Расчет ведется по колесу, как наиболее слабому звену

Определяем допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки

= 4·…………. = …….. МПа

Проводим сравнение _Hmax2  [_HPmax]_{2 ,} ………. < ………. МПа.

Вывод: условие прочности ­­­­_________________

Выполняется, не выполняется

11. Проверка работоспособности передачи по напряжениям изгиба

11.1 По эквивалентному числу зубьев = ––––– = ……… определяем коэффициент формы зуба колеса Y_f

Таб. Коэффициент формы зуба Y_f

ZV2	24	26	28	30	32	35	37	40	45	50	60	80	100	150	300
Yf	1,88	1,85	1,80	1,76	1,71	1,64	1,61	1,55	1,48	1,45	1,40	1,34	1,30	1,27	1,24

Коэффициент формы зуба колеса Y_f =……….

2. Определяем напряжения изгиба в колесе по формуле

= = МПа,

где = – коэффициент упрочнения зуба

12. Определяем геометрические размеры зацепления

Диаметры делительных окружностей

червяк dw₁ = m_x · q = …. ·…… = мм;

колесо dw₂ = m_x · Z₂ = · = мм;

Окружности вершин зубьев

червяк da₁ = dw₁ + 2 · m_x, = + = мм;

колесо da₂ = dw₂ + 2· m_x = + = мм;

Окружности впадин

червяк df₁ = dw₁ – 2,4 · m_x = – = мм;

колесо df₂ = dw₂ – 2,4 · m_x = – = мм;

Ширина колес

b₂ = 0,75 · da₁ = 0,75 · = мм;

Длина червяка

b₁ = (11 + 0,06 · Z₂) ·m_x = ( 11 + 0,06· )· = мм;

Максимальный диаметр колеса

= = мм;

Рис. 1. Геометрические параметры червячной передачи

13. Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила червяка (осевая сила колеса)

= = Н;

Окружная сила колеса (осевая сила червяка)

= = Н;

Радиальная сила в зацеплении

F_r1 = F_r2 = F_t2  = ∙ –––––– = Н.

14. Проверка вала червяка на жесткость.

Проверку на жесткость производим по формуле: f  0,05m

С уммарная нагрузка на червяк

= = Н

расстояние между опорами

L = da₂ + 20 = + 20 = мм

Минимальный момент инерции в сечении червяка

= = мм⁴;

прогиб вала червяка

= = 0, мм.

где Е = 2,1*10⁵МПа

Проверяем жесткость червяка из условия f  0,05m ; ………. < 0,5∙…….

Условие _____________________

Выполняется, не выполняется

15. Тепловой расчет червячного редуктора.

Уточняем К.П.Д. редуктора по формуле:

= =––––––––– = ,

где  ^‘ = ^о ’ – приведенный угол трения при V_ск= м/с

Принимается по данным таблицы 1.8 в зависимости от скорости скольжения.

Определяем температуру масла в редукторе без искусственного охлаждения по формуле:

= = ⁰С

где N₁ = кВт – мощность на червяке

aω,мм	80	100	125	140	160	180	200	225	250	280
А,м2	0,19	0,24	0,36	0,43	0,54	0,67	0,8	1,0	1,2	1,4

A = кв.м – поверхность охлаждения редуктора м²

K_T – температурный коэффициент К_T = 9 … 17 Вт/м² ⁰С

Назначаем К_T = Вт/м² С⁰

Максимально допустимая температура нагрева 95⁰ больше t_раб =57,4 ⁰С.

Проверяем выполнение условия t_раб< [95^oС]

Если условие выполняется, то искусственное охлаждение редуктора не требуется.

Вывод: ____________ искусственное охлаждение редуктора.

Требуется, не требуется