2.1.12. Сравнительный анализ расчетов червячной передачи

Таблица 2 Сравнительный анализ расчетов червячной передачи

Расчетный параметр		Значение		Расхождения %
		расчетное	ЭВМ
Модуль m, мм		5	5	0
Межосевое расстояние ,мм		160	160	0
Коэффициент диаметра червяка q		16	16	0
Число зубьев, Z	Червяк	2	2	0
	Колесо	46	46	0
Делительный диаметр , мм	Червяк	80	80	0
	Колесо	230	230	0
Диаметр вершин , мм	Червяк	90	90	0
	Колесо	250	250	0
Диаметр впадин , мм	Червяк	68	68	0
	Колесо	228	228	0
Скорость скольжения , м/с		12,1	12,44	2,8
Наибольший диаметр колеса ,мм		257,5	257,5
Длина нарезной части червяка ,мм		110	94	17
Ширина венца ,мм		68	68	0
Коэффициент смещения колеса мм		1	1
Коэффициент нагрузки		1,2	1,319	9,9
Расчетное контактное напряжение, МПа		88	92,57	5,19
Расчетное напряжение при изгибе, МПа		4	4,20	20
КПД червячной передачи		0,875	0,856	2,2

Анализируя расхождения, приведенные в таблице 2, делаем вывод, что расчеты произведены верно.

2.2. Расчет конической передачи с круговым зубом

2.2.1. Выбор материалов и термообработки

Материал для шестерни выбираем несколько прочнее чем для колеса, т.к. напряжения при изгибе в зубьях шестерни выше и число циклов нагружения для зуба шестерни больше. Принимаем материалы ([2], стр.8, табл. 2.1):

шестерня - сталь 40ХН;

колесо - сталь 40Х.

Характеристики выбранных материалов и ТО:

сталь 40ХН – ТО: улучшение и закалка ТВЧ;

МПа;

твердость 47..53HRC.

сталь 40Х - ТО: улучшение и закалка ТВЧ;

МПа;

твердость 45..50HRC.

2.2.2. Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения для шестерни либо колеса определяются по формуле:

где - предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев, соответствующий базе испытаний N_HG.

- коэффициент долговечности;

N_HE – эквивалентное число циклов нагружения.

При нестационарной нагрузке (согласно условию) ([4], стр.276):

где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса, равно числу колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым ([3], стр.118)(остальные величины см. 2.1.2.);

S_H - коэффициент безопасности, при заданной закалке S_H = 1,2

Шестерня:

S_H = 1,2 (см. выше);

N_HG = 70 млн. циклов ([1], стр.150, рис.9.11);

Для расчетов принимаем твердость 48HRC = 475HB ([1], стр.150, рис.9.12);

c = 1; Т_max = T₁; L_h = 15768 ч;

циклов

([4], стр.278, табл.10.16);

.

Колесо:

S_H = 1,2 (см. выше);

N_HG = 62 млн. циклов ([1], стр.150, рис.9.11);

Для расчетов принимаем твердость 46HRC = 440HB ([1], стр.150, рис.9.12);

c = 1; Т_max = T₁; L_h = 15768 ч;

циклов

([4], стр.278, табл.10.16);

.

Максимальные контактные напряжения на площадках контакта зубьев шестерни и колеса одинаковые, допускаемые напряжения разные, поскольку они зависят от материалов, термообработки, твердости, вида колес, числа циклов нагружений. Поэтому допускаемые контактные напряжения для расчета прямозубых и непрямозубых цилиндрических и конических передач с небольшой разностью твердости определяются отдельно для шестерни и колеса . За расчетное принимается меньшее из них:

принимаем ([4], стр.277).

Допускаемые изгибные напряжения определяются отдельно для шестерни и колеса ([1], стр.152):

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базе испытаний N_FG;

- коэффициент долговечности;

,

где m = 9 ([4], стр.282, табл.10.17);

N_FG = 4 ∙ 10⁶ циклов - базовое число циклов перемены напряжений;

N_FE – эквивалентное число циклов нагружения.

При нестационарной нагрузке (согласно условию) ([4], стр.276):

где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса, равно числу колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым ([3], стр.118)(остальные величины см. 2.1.2.);

коэффициент безопасности, ;

коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При односторонней нагрузке .

Шестерня:

Принимаем ;

c = 1; Т_max = T₁; L_h = 15768 ч;

циклов

, принимаем ;

;

МПа ([4],стр.278,табл.10.16);

Получаем МПа.

Колесо:

Принимаем ;

c = 1; Т_max = T₁; L_h = 15768 ч;

циклов

, принимаем ;

;

МПа ([4],стр.278,табл.10.16);

Получаем МПа.