2.1.6. Определение усилий в зацеплении

1. Окружная сила на колесе , равная осевой силе на червяке :

Н;

2. Осевая сила на колесе , равная окружной силе на червяке :

Н;

3. Радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо:

Н

где - угол профиля ([2], стр.12).

2.1.7. Проверочный расчет зубьев колеса по контактным напряжениям

Расчетные контактные напряжения ([5], стр.52):

,

где - коэффициент нагрузки;

где - коэффициент неравномерности нагрузки;

- коэффициент динамической нагрузки;

где - коэффициент деформации червяка;

x - коэффициент режима нагружения ([4], стр.347):

где - Момент при i-ом режиме нагружения;

T – наибольший из длительно действующих моментов;

- время работы на i-ом режиме;

- время работы передачи.

Из условия T = T_max= T₁

Принимаем = 163 ([4], стр.347, табл. 12.7).

- определяется качеством изготовления и скоростью скольжения.

Определяем окружную скорость червяка:

м/с;

где мм.

При м/с степень точности передачи – 6 ([4], стр.347, табл. 12.7).

Уточняем принятую скорость скольжения:

;

где - делительный угол подъёма витка,

;

м/с;

Принимаем ([7], стр.229, табл. 10.7).

Получаем ;

Вычисляем расчётное напряжение:

.

Расчет показывает, что прочность по контактным напряжениям обеспечена.

2.1.8. Проверочный расчет зубьев колеса по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба ([8], стр.16):

,

где К_F – коэффициент нагрузки, К_F ≈ К_H (см. 2.1.7);

Y_F – коэффициент формы зуба колеса, который выбирают в зависимости от эквивалентного числа червячного колеса :

,

где γ - угол подъёма витка (см. 2.1.7);

;

Принимаем Y_F = 1,45 ([8], стр.16, табл. 1.9).

Вычисляем расчётное напряжение:

.

Расчет показывает, что прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

2.1.9. Расчёт на прочность зубьев червячного колеса при действии пиковой нагрузки

Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки:

где Т = Т_max – максимальный из длительно действующих (номинальный) момент;

Проверка на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента:

;

Проверка на прочность по напряжениям изгиба при кратковременном действии пикового момента:

;

Расчет показывает, что прочность при действии пиковой нагрузки обеспечена.

2.1.10. Кпд червячной передачи

Коэффициент полезного действия червячной передачи определяется по формуле:

;

где  – угол подъёма линии витка на начальном цилиндре;

 - приведённый угол трения, определяемый экспериментально с учётом относительных потерь мощности в зацеплении, в опорах и на перемешивание масла. Значение угла  трения между стальным червяком и колесом из бронзы (латуни, чугуна) принимаем в зависимости от скорости скольжения _ск: =1^о00’ ([4], стр.340, табл. 12.6).

11. Тепловой расчёт

Червячный редуктор в связи с невысоким К.П.Д. и большим выделением теплоты проверяют на нагрев ([2], стр.24):

Мощность на червяке

Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:

где   0,3 – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;

[t]_раб = 95÷110^оС – допустимая температура нагрева масла.

А - поверхность охлаждения корпуса (без учета площади основания). Приближённо площадь поверхности А охлаждения корпуса принимаем в зависимости от межосевого расстояния:

при а_w = 160 мм - А = 0,53 м².

К_Т - коэффициент теплоотдачи. К_Т = 9÷17 Вт/(м²∙^оС) (большие значения при хороших условиях охлаждения). Примем К_Т = 9 Вт/(м²∙^оС). Температура нагрева масла без искусственного охлаждения: