5. Расчёт передачи с гибкой связью.

Используя исходные данные: кВт, U_рп =2, n_рп= n₁=697,5 мин^-1, i = U_рп = 2, мы рассчитываем клиноремённую передачу.

При заданной мощности – кВт и частоте n₁ = 697,5 мин^-1 рекомендуется выбрать сечение ремня «А».

Исходя из рекомендаций, выбираем диаметр ведущего шкива d_р1 = 112 мм, и находим из таблицы P₀ = 1,86 кВт.

Находим диаметр d_р2 ведомого шкива:

мм.

Предварительно принимаем мм.

Рассчитываем длину ремня:

мм. Принимаем мм.

Уточняем межосевое расстояние :

мм.

Определяем угол обхвата ремня меньшего шкива:

;

Определяем мощность, передаваемая одним ремнём :

, где: С_i = 1,128 – коэффициент передаточного отношения;

С_l = 0,87 – коэффициент длинны ремня;

С_p = 1,2 – коэффициент режима нагрузки;

С_α– коэффициент режима нагрузки.

1. 160 – 150 = 10; 4. 152,24348 – 150 = 2,24348;

2. 0.95 – 0,92 = 0,03; 5. 2,24348∙0,003 = 0,0067304;

3. 0,03/10 = 0,003; 6. 0,92 + 0,0067304 = 0,9267304. С_α = 0,9267304;

кВт;

Находим число ремней, где : Р = Р^’_дв – мощность на ведущем валу передачи;

С_z – коэффициент числа ремней (выбирается методом подбора);

; принимаем Z = 2.

Определяем силу натяжения одного ремня:

при ;

;

.

Определяем равнодействующую силу на валу:

при статическом состоянии передачи:

– угол между ветвями ремня;

;

при n = 697,5 мин ^-1:

.

Ресурс наработки ремней находим по формуле: T = T_cp∙К₁∙К₂,

где К₁ = 1, К₂ = 1, T_cp=2000 ч;

T = T_cp∙К₁∙К₂ = 2000∙1∙1 = 2000 ч.

6. Подбор муфты и согласование диаметров валов электродвигателя и редуктора с отверстиями полумуфт.

Подбираем муфту согласно заданного типа – упругую муфту. Согласно кинематической схемы привода данная муфта соединяет тихоходный вал червячного редуктора и рабочий элемент машины. Выбор осуществляем по передаваемому данной муфтой моменту, который вычисляется по формуле:

где К– коэффициент режима работы, для данного привода принимаем: К = 1,25;

Т_Н – крутящий момент, в данном случае Т_Н = Т₃ = 365,4068 Н·м;

Т_таб – табличное значение момента, который передает муфта, Н·м.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ввиду её широкого распространения, просты конструкции, удобства замены упругих элементов. С учетом согласования внутренних посадочных диаметров полумуфт и диаметра тихоходного вала червячного редуктора (d = 50 мм – конический хвостовик) принимаем следующие полумуфты одного размерного ряда по ГОСТ 21424-75:

Левая и правая полумуфты имеют диаметры d = 50 мм, исполнения 2 (с коническим отверстием) – для посадки на вал редуктора и на рабочий элемент машины.

Муфта передает номинальный вращающий момент 358,0986 Н·м, что удовлетворяет условию:

Полное обозначение принятой муфты: муфта 710-50-2-У2 ГОСТ 21424-75.

7. Расчёт валов.

7.1. Эскизы и проектный расчёт валов.

7.1.1. Быстроходный вал (червяк).

Предварительные размеры диаметров определяем по формулам (см. рис.1):

,

где t_кон – высота заплечика, для d = 24…30 мм t_кон = 1,8 мм;

r – координата фаски подшипника, для d = 24…30 мм r = 2 мм;

Т_Б – номинальный момент, передаваемый ремнём, т.е. Т_Б = Т₁ =26,19403 Н·м.

При согласовании с отверстием шкива, принимаем d = 24 мм.

Округляем до ближайшего стандартного размера внутреннего диаметра подшипника и принимаем d_П = 30 мм.

d_БП – принимаем равным диаметру впадин витков червяка, т.е. d_БП = 40 мм.

Конец вала с резьбовым окончанием подбираем согласно ГОСТ 12081-72 по номинальному диаметру d = 24 мм.

Рисунок 1. Эскиз быстроходного вала.

7.1.2. Тихоходный вал (червячное колесо).

Предварительные размеры диаметров определяем по формулам (см. рис.2):

где Т_Т – номинальный момент на выходном валу редуктора, т.е. Т_Т = Т₂ = = 365,40676 Н·м.

t_кон = 2,3 мм для d = 45…50 мм;

r = 3 мм для d = 45…50 мм.

Принимаем ближайшее стандартное значение d = 50 мм.

Принимаем: d_П = 55 мм, d_БП = 65 мм.

Конец вала с резьбовым окончанием подбираем согласно ГОСТ 12081-72 по номинальному диаметру d = 50 мм.

Рисунок 3. Эскиз тихоходного вала.

7.2. Подбор типа, схемы установки и размеров для опор валов.

Преимущественно в червячных редукторах применяют конические роликовые подшипники. Следуя этой рекомендации предварительно назначаем:

-для опор червяка: обозначение 7206А ГОСТ27365-87; d =30 мм; D =62 мм; Т_наиб = 17,5 мм; легкая серия;

-для опор червячного колеса: обозначение 7210А ГОСТ27365-87; d =50 мм; D = 100 мм; Т_наиб = 22 мм; легкая серия.

7.3. Компоновка и конструктивная разработка редуктора

В месте контакта червяк - червячное колесо скорость скольжения составляет V_ск = 2,2289м/с. Согласно рекомендациям для V_ск < 5м/с принимаем нижнее расположение червяка. Выполняем эскизную компоновку, учитывая рассчитанные и принятые параметры: червячной передачи, диаметров валов, геометрических параметров подшипников, параметра а – расстояния между внутренней поверхностью стенок корпуса и поверхностью вращающихся элементов передачи, параметра b₀ – расстояния между дном корпуса и поверхностью червяка (см. рис.3).

Установив характерный размер l = 152 мм – расстояние между торцами опор-подшипников червяка, определяем соотношение:

Согласно рекомендациям, когда при n₁ < 1500 об принимаем схему установки подшипников с одной фиксирующей и одной плавающей опорами. Так как диаметр вершин витков червяка больше диаметра наружного кольца подшипника, в качестве фиксирующей опоры принимаем схему с двумя коническими роликовыми подшипниками, закрепленными в стакане глухой крышкой. В качестве плавающей опоры принимаем роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами подшипник 12206 ГОСТ 8328-75.

Для опор червячного колеса принимаем схему «враспор».

Как наиболее удобную (по условиям сборки червяка и колеса, регулировки) и технологичную в данном случае принимаем конструкцию корпуса редуктора со съёмной крышкой, стык которой приходится по оси тихоходного вала.

Назначаем закладные крышки для подшипников.

Рисунок 3. Эскизная компоновка червячного редуктора

7.4. Расчет шпоночных соединений.

Шпоночное соединение двух деталей образуется при помощи шпонки, которая является связью между ними.

Шпоночное соединение передает нагрузку в виде вращающего момента.

Для образования шпоночного соединения используют следующие типы шпонок: призматические (наиболее распространенные), сегментные, тангенциальные, цилиндрические и сравнительно редко клиновые.

Первые четыре типа несмотря на различную форму имеют один метод расчета.

Шпоночное соединение может потерять работоспособность по двум причинам:

а) смятие боковых рабочих поверхностей шпонки;

б) продольный срез шпонки.

Условия прочности которые обеспечивают работоспособность шпоночного соединения имеют вид:

Для стандартных шпонок выполнение первого условия приводит к автоматическому выполнению второго, поэтому такие шпонки рассчитывают только по напряжениям смятия.

Выполняют проверочный или проектный расчет шпоночного соединения по формуле:

где Т – передаваемый вращающий момент, Н·м;

d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

l_P – рабочая длина шпонки, l_P = l – для шпонки с плоскими торцами, l_P = l-b – для шпонки со скруглёнными торцами, мм;

h – высота шпонки, мм;

[σ_см] – допускаемое напряжение смятия, при неподвижном соединении вала и стальной (чугунной) ступицы [σ_см] = 60…100 МПа, при посадках с натягом [σ_см] = 110…200 МПа.

Произведем проверочные расчеты для шпоночных соединений.

Соединение вал двигателя – ведущий шкив. Принимаем шпонку без закруглений, Т = 13,7866 Н·м, d = 24 мм, l = l_Р = 30 мм, h = 7 мм, b = 8 мм. Проверка:

Соединение червячный (быстроходный) вал редуктора – ведомый шкив. Принимаем шпонку без закругления, Т = 26,194 Н·м, d = 24 мм, l = l_Р =26 мм, h = 4 мм, b = 4 мм. Проверка:

Соединение тихоходный вал редуктора – ступица червячного колеса. Принимаем шпонку с плоскими торцами, Т=365,4068Н·м,d=64 мм, l=l_Р=35 мм, h = 11 мм, b = 18 мм. Проверка:

Соединение тихоходный вал редуктора – правая полумуфта. Принимаем шпонку без закруглением, Т = 358,0986 Н·м, d = 50 мм, l = l_Р = 37 мм, h = 8 мм, b = 12 мм. Проверка:

Все проверки выполняются по условию допускаемого напряжения смятия, т.е. подбор шпонок осуществлен правильно.

7.5. Расчет валов на статическую прочность

7.5.1. Расчет тихоходного вала (червяка)

Выполним построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Для этого необходимо определить реакции в опорах. Прикладываем к валу внешние нагрузки (см. рис. 4):

-силы в зацеплении: F_a1 = 4176,0772 Н, F_t1 = 818,2664 Н, F_r1 = 1537,8504 Н;

-входная сила: F_вх = F_к =811,342 Н,

Рассмотрим силы и реакции, действующие на вал в плоскости YOZ:

Проверка:

I грузовой участок,

II грузовой участок,

Рассмотрим силы и реакции, действующие на вал в плоскости XOZ:

Проверка:

I грузовой участок,

II грузовой участок,

III грузовой участок,

Эпюры изгибающих моментов в плоскостях изображены на рис.4.

Рисунок 4. Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала.

Расчет быстроходного вала на статическую прочность.

Проверка статической прочности выполняется в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, торможении и т.д.). Расчет валов ведется по следующей методике:

а) нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении (сечения выбираются самые опасные с точки зрения присутствия высоких изгибающих моментов и наличия концентраторов напряжений) вала при действии максимальных нагрузок:

где М_мах – суммарный изгибающий момент, Н·м:

здесь К_П – коэф. перегрузки, К_П = 2,2;

М_Кмах – крутящий момент, Н·м:

W, W_K – моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм³ :

- для сплошного круглого сечения;

- для вала со шпоночным пазом;

А – площадь поперечного сечения, мм² :

- для сплошного круглого сечения;

- для вала со шпоночным пазом;

б) частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

где σ_Т, τ_Т - пределы текучести, для стали 40Х диаметра < 120 мм σ_Т = 750 МПа, τ_Т = 450 МПа.

в) общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

г) статическая прочность обеспечена, если S_T ≤ [S_T] = 1,3…2 – минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести.

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения I-I и II-II (см. рис.4):

I-I – сечение нагружено изгибающими моментами, концентратор напряжения – проточка. При d = 24 мм.

;

;

К_П = 2,2; F_a1 = 4176,0772 Н; Т₁ = 26,194 Н/м; М_х1 = 27154,1366 Н·мм; М_у1 = 12640,9173 Н·мм; σ_Т = 750 МПа; τ_Т = 450 МПа.

;

;

II-II – сечение нагружено максимальными по эпюре изгибающими моментами. При d = 72,5 мм.

; ;

;

К_П = 2,2; F_a1 = 4176,0772 Н; Т₁ = 26,194 Н/м; М_х2 = 147970,368 Н·мм; М_у2 = 68883,839 Н·мм; σ_Т = 750 МПа; τ_Т = 450 МПа.

;

;

III-III – сечение нагружено максимальными по эпюре изгибающими моментами. При d = 24 мм.

; ;

;

К_П = 2,2; F_a1 = 4176,0772 Н; Т₁ = 26,194 Н/м; М_х2= 60850,637 Н·мм; М_у2= 0Н·мм; σ_Т = 750 МПа; τ_Т = 450 МПа.

;

;

Из расчетов:

для сечения I-I S_t1 = 9,6875 ≥ [S_t] = 1,3…2 – статическая прочность обеспечена;

для сечения II-II S_t2 = 63,1 ≥ [S_t] = 1,3…2 – статическая прочность обеспечена.

для сечения III-III S_t2 = 6,047 ≥ [S_t] = 1,3…2 – статическая прочность обеспечена.

7.5.2. Расчет быстроходного вала (колеса)

Прикладываем к валу внешние нагрузки (см. рис. 5):

-силы в зацеплении: F_a2 = 818,2664Н, F_t2 = 4176,0772Н, F_r2 = 1537,85Н;

-входная сила: .

Рассмотрим силы и реакции, действующие на вал в плоскости YOZ:

Проверка:

I грузовой участок,

II грузовой участок,

Рассмотрим силы и реакции, действующие на вал в плоскости XOZ:

Проверка:

I грузовой участок,

II грузовой участок,

III грузовой участок,

Эпюры изгибающих моментов в плоскостях изображены на рис.5.

Рисунок 5. Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала.

Расчет тихоходного вала на статическую прочность.

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения I-I и II-II и III-III (см. рис.5):

I-I – сечение нагружено изгибающими моментами, осевой силой, концентратор напряжений – посадка с натягом колеса на вал;

II-II – сечение нагружено максимальными по эпюре XOZ изгибающими моментами, концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.

III-III – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.

По указанной выше методике производятся расчеты статической прочности вала. d = 64 мм и b =18 мм и h = 11 мм.

;

К_П = 2,2; F_a2 = 818,2664 Н; Т₂ = 365,4068 Н/м; М_х1 = 239400,512 Н·мм; М_у1 = 78340,34 Н·мм; σ_Т = 750 МПа; τ_Т = 450 МПа.

;

;

II – II. При d = 55 мм.

;

;

К_П = 2,2; F_a2 = 818,2664 Н; Т₂ = 365,4068 Н/м; М_х2 = 261645,01 Н·мм; М_у2 = 0 Н·мм; σ_Т = 750 МПа; τ_Т = 450 МПа.

;

;

;

III – III. При d = 55 мм.

;

;

К_П = 2,2; F_a2 = 818,2664 Н; Т₂ = 365,4068 Н/м; М_х2 = 2717,352Н·мм; М_у2 = 6779,453 Н·мм; σ_Т = 750 МПа; τ_Т = 450 МПа.

;

;

Из расчетов:

для сечения I-I S_t1 = 20,3589 ≥ [S_t] = 1,3…2 – статическая прочность обеспечена;

для сечения II-II S_t2 = 13,7426 ≥ [S_t]=1,3…2 – статическая прочность обеспечена.

для сечения III-III S_t3 = 88,556 ≥ [S_t]=1,3…2 – статическая прочность обеспечена.

7.6 Уточненный расчет валов

Уточненный расчет на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет выполняется в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимается [S] = 2,5.

Для каждого из установленных опасных сечений вала вычисляется коэффициент S:

где S_σ и S_τ – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяются по зависимостям:

здесь σ_а и τ_а – амплитуды напряжений цикла;

τ_m – средние напряжения цикла, τ_m = τ_к /2;

ψ_τD – коэффициент влияния ассиметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения, , ψ_τ = 0,1 – для стали 40Х при диаметре 120 мм, К_τD – см. ниже.

Напряжения в опасных сечениях вычисляются:

, ,

где - результирующий изгибающий момент, Н·м;

М_К - крутящий момент, М_К = Т, Н·м;

W и W_K - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм³.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

, ,

где σ_-1 и τ_-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, для стали 40Х при диаметре 120 мм σ_-1 = 410 МПа, τ_-1 = 240МПа;

К_σD и К_τD - коэффициенты снижения предела выносливости.

Значения К_σD и К_τD вычисляются:

, ,

где К_σ и К_τ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_dσ и К_dτ - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_Fσ и К_Fτ - коэффициенты влияния качества поверхности;

K_V - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

7.6.1. Расчет на сопротивление усталости быстроходного вала (червяка).

По указанной выше методике производятся расчеты сопротивления усталости быстроходного вала. Обоснование выбора необходимых в расчетах коэффициентов.

Для сечения I - I :

К_σ = 2,55 и К_τ = 2,1 – при σ_В = 900 МПа и t/r = 6, r/d = 1/30 = 0,0333;

(таб.10,10 стр. 171)

К_dσ = 0,88 и К_dτ = 0,88– при диаметре вала = 30 мм;(табл. 10,7 стр. 170)

К_Fσ = 0,82 и К_Fτ = 0,89 – для R_a = 3,2 – обтачивание чистовое при σ_В > 700 МПа; (табл. 10,8 стр. 170).

K_V = 1 – без упрочнения, при К_σ > 1,8.

Для сечения I-I : При d = 24 мм.

; ; Т₁ = 26,194 Н/м; ; М_х1 = 27154,1366 Н·мм;

М_у1 = 12640,9173 Н·мм; σ_Т = 750 МПа; τ_Т = 450 МПа.

;

;

К_σ = 2,55; К_τ = 2,1; К_dσ = 0,88; К_dτ = 0,88; К_Fσ = 0,82; К_Fτ = 0,89 ; K_V = 1; σ_-1 = 410 МПа, τ_-1 = 240 МПа;

; .

ψ_τ = 0,1;

;

Для сечения II-II : При d_f1= 50,5

К_σ = 2,5 и К_τ = 1,9 – при σ_В = 900 МПа – нарезка витков червяка;

К_dσ = 0,8065 и К_dτ = 0,8065 – при диаметре вала = 50,5 мм;

К_Fσ = 1 и К_Fτ = 1 – для R_a < 0,2 – шлифование и полирование при σ_В > 700 МПа;

K_V = 2,8 – при закалке ТВЧ и К_σ > 1,8.

При d_f1= 50,5 мм следовательно d₂= 50,5

; ; Т₂ = 26,194 Н/м; ; М_х2 = 68883,839 Н·мм;

М_у1 = 147970,368 Н·мм; σ_Т = 750 МПа; τ_Т = 450 МПа.

; ;

К_σ2 = 2,5; К_τ2 = 1,9; К_dσ2 = 0,8065; К_dτ2 = 0,8065; К_Fσ2 = 1; К_Fτ2 = 1; K_V = 2,8; σ_-1 = 410 МПа, τ_-1 = 240 МПа;

; .

ψ_τ = 0,1;

;

Для сечения III-III : При d = 24 мм.

; ; Т₁ = 26,194 Н/м; ; М_х3 = 60850,637 Н·мм;

М_у3 = 0 Н·мм; σ_Т = 750 МПа; τ_Т = 450 МПа.

;

;

К_σ = 2,55; К_τ = 2,1; К_dσ = 0,88; К_dτ = 0,88; К_Fσ = 0,82; К_Fτ = 0,89 ; K_V = 1; σ_-1 = 410 МПа, τ_-1 = 240 МПа;

; .

ψ_τ = 0,1; ;

;

Из расчетов:

для сечения I-I S₁ = 4,984 ≥ [S] = 2,5 – запас прочности обеспечен;

для сечения II-II S₂ = 28,496 ≥ [S] = 2,5 – запас прочности обеспечен.

для сечения III-III S₃ = 2,8041 ≥ [S] = 2,5 – запас прочности обеспечен.

7.6.2. Расчет на сопротивление усталости тихоходного вала (колеса).

По указанной выше методике производятся расчеты сопротивления усталости быстроходного вала. Обоснование выбора необходимых в расчетах коэффициентов.

Для сечения I-I :

К_σ/К_dσ =4,76 и К_τ / К_dτ = 2,84 – для посадки с натягом на вал диаметра 64 мм;

К_Fσ = 0,91 и К_Fτ = 0,95 – для R_a = 0,8 – шлифованная поверхность вала при σ_В > 700 МПа; K_V = 1 – без упрочнения.

При d = 64 мм и b =18 мм и h = 11 мм.

Т₂ = 365,4068 Н/м; М_х1 = 239400,512 Н·мм; М_у1 = 78340,34 Н·мм; σ_Т = 410 МПа; τ_Т = 240 МПа.

;

;

К_σ1 / К_dσ1 = 4,76; К _τ1 / К_{d τ1} = 2,84; К_Fσ1 = 0,91; К_Fτ1 = 0,95; K_V1 =1; σ_-1=410 МПа, τ_-1 = 240 МПа;

; .

ψ_τ = 0,1 ; ; ;

Для сечения II-II :

К_σ / К_dσ = 4,6 и К_τ / К_dτ = 2,75 – для посадки с натягом на вал диаметра 55 мм;

К_Fσ = 0,86 и К_Fτ = 0,92 – для R_a = 1,25 – шлифованная поверхность вала

при σ_В > 700 МПа;

K_V = 1 – без упрочнения.

При d = 55 мм.

; ;

Т₂ = 365,4068 Н/м; ; М_х2 = 261645,01 Н·мм;

М_у2 = 0 Н·мм; σ_Т = 410 МПа; τ_Т = 240 МПа.

;

;

К_σ / К_dσ = 4,6 и К_τ / К_dτ = 2,75 – для посадки с натягом на вал диаметра 55 мм;

К_Fσ = 0,86 и К_Fτ = 0,92 – для R_a = 1,25 – шлифованная поверхность вала

при σ_В > 700 МПа;

K_V = 1 – без упрочнения.

; .

ψ_τ = 0,1; ; ;

Для сечения III-III : При d = 55 мм.

; ;

Т₂ = 365,4068 Н/м; ; М_х3 = 20717,352 Н·мм; М_у3 = 6779,453 Н·мм; σ_Т = 410 МПа; τ_Т = 240 МПа.

;

;

К_σ / К_dσ = 4,6 и К_τ / К_dτ = 2,75 – для посадки с натягом на вал диаметра 55 мм;

К_Fσ = 0,86 и К_Fτ = 0,92 – для R_a = 1,25 – шлифованная поверхность вала

при σ_В > 700 МПа;

K_V = 1 – без упрочнения.

; .

ψ_τ = 0,1; ; ;

Из расчетов:

для сечения I-I S₁ = 6,272 ≥ [S] = 2,5 – запас прочности обеспечен;

для сечения II-II S₂ = 4,329 ≥ [S] = 2,5 – запас прочности обеспечен;

для сечения II-II S₃ = 7,2596 ≥ [S] = 2,5 – запас прочности обеспечен.

7.7. Расчет червяка на жесткость

Для обеспечения правильности зацепления червячной пары проводим проверку на изгибную жесткость червяка.

Изгибная жесткость обеспечивается при выполнении условий:

f ≤ [f]; θ ≤ [θ];

где [f] – допускаемый прогиб упругой линии вала, для валов червяка

[f] ≈ (0,005…0,01)m = (0,025…0,05) = 0,0425мм;

[θ] – допускаемый угол наклона упругой линии вала, для подшипников

качения [θ] = 0,001рад.

При симметричном расположении опор червяка максимальный прогиб:

где l – расстояние между опорами червяка, l = 152мм;

F_t1 – окружное усилие на червяке, F_t1 = 818,2664 Н;

F_r1 – радиальное усилие на червяке, F_r1 = 1537,8504 Н;

Е – модуль продольной упругости, для стали Е = 2,1·10⁵ МПа;

I_пр – приведенный модуль инерции сечения червяка с учётом витков резьбы:

Угол наклона в наиболее опасном сечении при изгибе II-II (см. рис 4):

Из расчетов: оба условия (f ≤ [f] и θ ≤ [θ]) выполняются, следовательно изгибная жесткость червяка обеспечена.