3.2. Червячные передачи

3.2.1. В проектировочном расчете скорость скольжения v_S , м/с, ориенти-ровочно определяют по формуле :

v_S= 4,510^-4n₁(T₂)^{1/ 3}, (3.8)

где n₁– частота вращения червяка, мин^-1;

T₂- вращающий момент на колесе, Нм.

3.2.2. Допускаемые напряжениядля расчета зубьев червячного коле-сана сопротивление усталостинаходят по формулам, приведенным в табл.3.4 [2,c.241].

Таблица 3.4. Допускаемые напряжения _НP и _FP червячных передач, МПа

Группа	Для расчета зубьев на сопротивление усталости
материала	контактной	изгибной
I	НP = CvНP0(107/ NHE2)1/8	FP = FP0(106 / NFE2)1/9
	НP0 = (0,75…0,9)В	FP0 = 0,25Т+ 0,08В
II	НP = 300 – 25vS	FP0C = 0,16В
III	НP = 210 – 35vS	FP = 0,2ВИ
		FPC = 0,12ВИ

В табл.3,4 :

C_v– коэффициент, учитывающий интенсивность износа материала группыI:

vS, м/с, не более …...	1	2	3	4	5	6	7	 8
Cv ………………….	1,33	1,21	1,11	1,02	0,95	0,88	0,83	0,8

_НP0, _FP0– допускаемые напряжения, соответствующие базовым числам цик-

лов N_Нlim2 = 10⁷иN_Flim2 = 10⁶, где у_НP0 = (0,75…0,9)_В большие значения для червяков с твердыми (Н45HRC_Э) шлифованными и полированными витками;

_FP0C,_FPC– это то же, что_FP0 ,_FP, но для реверсивной передачи;

_В,_Т – пределы прочности и текучести по табл.1.2;

_ВИ – предел прочности чугуна на изгиб;

N_HE2,N_FE2– эквивалентные числа циклов перемены напряжений для зубьев

колеса.

4. Коэффициенты расчетной нагрузки

4.1. Зубчатые передачи

4.1.1. По ГОСТ 21354 коэффициенты расчетной нагрузки K_HиK_Fпред-ставляют в виде произведения четырех коэффициентов :

K = K_AK_VK_K_ (4.1)

где K_A– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; в учебном проектеK_A = 1 (внешняя динамическая нагрузка учтена в циклограм-ме нагружения);

K_V - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;

K_ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагру-зки по длине контактных линий;

K_- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубья-ми в связи с погрешностями изготовления.

4.1.2. На рис.4.1 приведено условное обозначение схем цилиндрических зубчатых передач (по данным МГТУ им. Н.Э. Баумана)..

Рис.4.1. Схемы зубчатых передач к табл.4.1 и 4.5

4.1.3. Рекомендуемые [2, c.155], [4,c.70], [5,c.17] значения коэффициентов рабочей ширины зубчатых венцов по межосевому расстоянию (_ba=b_w / a_w) и по диаметру шестерни (_bd=b_w / d₁) приведены в табл.4.1.

Таблица 4.1. Коэффициенты _ba и _bd

Схема в соответствии с рис.4.1	Н1 и (или) Н2  350 НВ		Н1 и Н2  350 НВ
	ba	bd	ba	bd
1 и 2 – консольная	0,2…0,25	до 0,8	0,2…0,25	до 0,6
4 – несимметричная	0,28…0,4	до 1,4	0,25…0,315	до 1,2
5 и 6 – несимметричная	0,28…0,4	до 1,6	0,28…0,355	до 1,4
7 и 8 – симметричная	0,315…0,5	до 1,6	0,315…0,4	до 1,6
7 и 8 – шевронная	0,4…0,63	до 2,0	0,4…0,5	до 1,8
3 – раздвоенная	0,16…0,25	до 1,0	0,16…0,2	до 0,8
Примечания : 1. Коэффициенты ba в указанных в табл. интервалах выбирают по ряду предпочтительных чисел R20. 2. С увеличением твердости и передаточного числа коэффи-циенты baследует уменьшать.

Коэффициент _bd связан с_ba зависимостью

_bd = 0,5_ba(u 1) (4.2)

Для конических передач

_bd = b/d_m1 = K_be  u² + 1 / (2 – K_be) , (4.3)

где d_m1– средний делительный диаметр шестерни;

K_be=b/R_e– коэффициент рабочей ширины зубчатого венца по внешнему конусному расстоянию.

При K_be= 0,285_bd = 0,166u²+ 1 (4.4)