V. Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносливость.

1. Определяем коэффициенты, входящие в формулу: К_β=1 при постоянной нагрузке; К_v=1.35 (см. табл.П35[1]).

Коэффициент нагрузки К_Н=К_β К_v =1.35*1=1.35*Z_м=225*10³ Па^1/2 для стали—бронзы (см. табл.П22[1]). К_δ=δ/(85°cosγ)=98°/(85°cos11^°19^/)=1.17, где δ=2аrcsinb₂/( d₁+1.5m)= 2аrcsin63/( 70+1.5*7)=98^°.

Вычисляем расчетные (рабочие) напряжения:

σ_Н=Z_М√ К_НF_t2/ d₁d₂К_δ=225*10³√(1.35*2460)/(70*224*10^-6*1.17)=100*10⁶ Па< σ_НР.

2.Вычисляем эквивалентное число зубьев:

z_v=z₂/ cos³γ= z₂/ cos³11^°19^/=32/0.942=34.5;

По табл.П27[1] при z_v=34.5, интерполируя, определяем коэффициент формы зуба Y_F=1,525. Следовательно

σ_F= Y_FК_FF_t2/ qК_δm²=(1,525*1,35*2460)/10*1.17*(7*10^-3)²=

=12*10⁶ Па< (σ^//_FР)_-1=64 МПа.

VI. Ориентировочный расчет тихоходного вала и конструктивные размеры червячной пары.

Тихоходный вал.

Ориентировочный расчет выходного конца тихоходного вала редуктора выполним на кручение по пониженным допускаемым напряжениям; принимаем τ_К= Т/ W_р=16Т₂/π d³< [τ_К].

Получаем d>³√16Т₂/ (π[τ_К])= ³√16*276/(π*25*10⁶)=3.96*10^-2 м.

Согласуя с рядом R_a40, принимаем: диаметр выходного конца вала d_в2=40 мм; диаметр вала под уплотнение d^I₂=44 мм; диаметр вала под подшипник d^II₂=45 мм.

Диаметр вала под ступицу червячного колеса d^III₂ = 50 мм; диаметр опорного бурта мм для торца ступицы червячного колеса и наружный диаметр распорного кольца d^IV₂ = 55 мм ( см.табл. П63 [1]).

Диаметр ступицы червячного колеса D_ст=1.6d^III₂ = 1.6*50=80 мм; толщину венца и обода центра червячного колеса δ₀=2m=2*7=14 мм; диаметр винта для крепления венца к ободу центра червячного колеса

d^I=(1.2…1.5) m=(1.2…1.5)7=8.4…10.5 мм, принимаем d^/=9 мм; длину ступицы червячного колеса l_ст=2d^III₂=2*50=100 мм; длину выходного конца тихоходного вала l₂=(1.5…2) d_В2=(1.5…2) 40=60…80 мм; принимаем l₂=75 мм; толщину диска е=0.5b₂=0.5*52=26 мм.

Быстроходный вал.

Червяк изготовлен вместе с валом, как обычно принято в червячных передачах. Диаметры посадочных участков вала-червяка определяем конструктивно, ориентируясь на расчетные диаметры червяка. При относительно большом размере осевой силы F_а1 следует ожидать больших значений требуемой динамической грузоподъемности подшипников, а потому диаметр посадочного участка вала-червяка под подшипник принимаем относительно высоким d^II₁< d_{f 1}=53.2 мм.

Согласуя с рядом R_a40, принимаем диаметр вала под подшипник d^II₁=40 мм; диаметр вала под уплотнение d^I₁=36 мм; диаметр выходного конца вала

d_в1=30 мм. Так как разница между диаметрами соединяемых валов d_в1=30 мм и d₁=28 мм (табл. П62 [1]) для вала двигателя 4А100L4У3 не превышает 20…25%, то можно ориентироваться на применение стандартной муфты.

Диаметр бурта для упора крыльчатки, разбрызгивающей масло, принимаем равным d^III₁=45 мм; Ширину крыльчатки можно принимать из соотношения

l₁^II=10…18 мм, принимаем l₁^II=14 мм; Размер l₁^III=4…6 мм, принимаем l₁^III=5 мм.

Длину нарезанной части червяка при m=7 мм и z₁=2 определяем по формуле при а=25 мм: b₁>(11+0.06 z₂) m+а =(11+0.06 *32)7+25=105.5 мм.

Принимаем b₁=110 мм.

Длину выходного конца вала (вала-червяка) выбираем из соотношения l₁=(1.5…2) d_В1=(1.5…2)30=45…60 мм; принимаем l₁=50 мм. В дальнейшем размер l₁ уточняем по длине ступицы муфты, выбранной для соединения валов электродвигателя и редуктора.