1.13.5 Определение скоростей

Окружная скорость на начальном цилиндре червяка м/с (26)

Окружная скорость на начальной окружности колеса м/с (27)

В этих формулах диметр в мм, частота вращения мин^-1.

Скорость скольжения в зацеплении м/с (28)

1.13.6 Уточнение КПД передачи, крутящего момента и мощности на червяке.

КПД червячного зацепления при ведущим червяке (29)

В последнюю формулу следует подставить , определив его по формуле (6) для уточненной по формуле (28) скорости скольжения.

Общий КПД червячного редуктора , (30)

где - КПД, учитывающий потери мощности на разбрызгивание и перемешивание смазочного материала; обычно =0,97..0,99

Меньшее значение принимают для быстроходных передач с нижним расположением червяка.

Используя полученный КПД по формуле(30), уточняют крутящий момент на червяке

, Н_*м (31)

Мощность на червяке , кВт (32)

1.13.7 Определение сил в зацеплении

Окружная сила на колесе (осевая - на червяке)

или (33)

Окружная сила на червяке (осевая - на колесе)

или (34)

Радиальная сила на червяке и колесе (угол профиля )

2. Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

2.1 Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженной червячной пары. , Мпа^0,5 (36)

где Е₁ и Е₂ - модули упругости материалов червяка и венца колеса, МПа

для стали Е₁=2,06_*10⁵ МПа, для материала червячного колеса - по таблице 1; и - коэффициенты Пуассона. =0,3; для материала венцов колес Е₂ и

см в табл. 12.2 Коэффициент, учитывающий форму поверхностей сопряженной червячной пары.

Для червяка ZI : (37)

Для червяка ZA: (38)

2.3 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (39)

коэффициент торцового перекрытия =1,95- (40)

коэффициент, среднего изменения суммарной длинны контактных линий.

2.4.Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата,

(41) где в градусах.

2.5 Уточнение коэффициента нагрузки

По формуле (10) для окончательно выбранных q и Z₂ определяем коэффициент деформации червяка , далее по формуле (9) найти К_β ; по формуле (13) находим К_V при действительной скорости скольжения, вычисленной по формуле (28); и по формуле (8) определяется уточненный коэффициент нагрузки К.

2.6 Уточнение допускаемого контактного напряжения

В зависимости от выбранного материала венца колеса по формуле (14), (20) или (21) определить окончательное допускаемое контактное напряжение, предварительно уточнив коэффициент С_V ( ) по скорости скольжения, вычисленной по формуле (28).

2.7. Действительные контактные напряжения

, МПа (42)

где в Мпа^0,5, в Н_*м , в мм

Сравниваем и с учетом фактической скорости скольжения в зацеплении , производим окончательный выбор материала венца червячного колеса, устанавливаем твердость поверхности и вид окончательной обработки витков червяка.

2.8. Проверка зубьев колеса на статическую прочность по контактным напряжениям.

Проверка производится при действии неучтенных пиковых нагрузок по формуле

где Т_2ПИК и Т₂­­­­­­­­­­­­­­­­­- соответственно наибольшей неучтенный пиковый и максимальный расчетный моменты;

- контактное напряжение при Т₂ по формуле(42);

-предельное допустимое контактное напряжения

Таблица 8

Материал колеса
Оловянные бронзы
Безоловянные бронзы и латуни
Чугуны

2. Проверочный расчет зубьев колеса на прочность при изгибе

3.1. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,

(43)

3.2. Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата, (44)

где δ в градусах (см. табл.8).

3.3 Коэффициент, учитывающий наклон зуба колеса, (45)

где γ в градусах (см.табл.5)

3.4. Коэффициент формы зуба Υ_F

Выбирается по графику (рис.3)

в зависимости от коэффициента смещения и

Рис.3

3.5. Коэффициент нагрузки К берется на основании расчетов в п.2.5.

3.6. Определение допускаемых напряжений изгиба

3.6.1.Условный базовый предел изгибной выносливости зубьев колеса

Для бронз и латуней при нереверсивной нагрузке

при реверсивной нагрузке

Для чугунов при нереверсивной нагрузке

при реверсивной нагрузке

3.6.2. Коэффициент безопасности: для бронз и латуней S_F=1,75; (для чугунов S_F=2,0)

3.6.3.Коэффициент долговечности (46)

где база испытаний N_FO=10⁶;

Эквивалентное число циклов нагружений зубьев колеса при изгибе

(47)

Суммарное число циклов определяется по формуле (19);

Коэффициент эквивалентного режима (48)

или при постоянной частоте вращения электродвигателя

(49)

Обозначения в формулах (48) и (49) те же ,что и в формулах (17) и (18).

При типовом режиме нагружения (рис.1) μ₉ можно взять из табл.3

3.6.4. Допускаемое напряжение изгиба (50)

3.7.Напряжения изгиба в зубьях МПа (51)

где - в Н, - в мм.

Если в результате расчета окажется , то прочность зуба при изгибе можно повысить увеличением модуля передачи или выбором более прочного материала колеса. В первом случае требуется перерасчет геометрии передачи.

3.8. Проверка зубьев колеса на статическую прочность при изгибе

Напряжения изгиба в зубьях колеса при действии неучтенных пиковых нагрузок должны удовлетворять условию (52)

где Т_2пик и Т₂- соответственно наибольший неучтенный пиковый и максимальный расчетный моменты; отношение пикового крутящего момента к максимальному длительно действующему (T_2пик /T_2ном=1,5).

-напряжение изгиба при Т₂ по формуле (51);

см. в табл.9