4.2. Расчет на сопотивление изгибной усталости

Напряжения изгиба определяются по формулам [1,c.198]:

_F1 = 2700 T₁K_FY_FS1 / (_Fbd_e1m_te)  _FP1 (4.4)

_F2 = _F1Y_FS2 / Y_FS1  _FP2 , (4.5)

где K_F = K_FV K_F - коэффициент нагрузки при изгибе:

а) K_FV находят по формулам (4.2) и (4.3) при замене _H на _F = 0,08 ;

в) K_F определяют [2, c.18] по формулам (4.18), (4.19), (4.20);

Y_FS вычисляют по формуле (3.16),

где z_V = z / (coscos_m) - биэквивалентное число зубьев зубчатого колеса::

для прямых зубьев _m = 0 ; для круговых зубьев _m = 35 ⁰,

 - углы делительных конусов зубчатых колес;

x = x_n – коэффициенты смещения по формуле (1.2) ;

_F = коэффициент, учитывающий влияние вида конической передачи при изгибе: для прямых зубьев _F = 0,85; для круговых зубьев [2, c.198] опреде-ляют по табл.4.1

Таблица 4.1. Коэффициент _F

Твердость зубьев	H1 и H2  350 HB	H1  45 HRCэ H2  350 HB	H1 и H2  45 HRCэ
F	0,94 + 0,08 u	0,85 + 0,043 u	0,65 + 0,11 u

4.3. Расчет на прочность при максимальной нагрузке

и на предотвращение глубинного контактного разрушения производят по зависимостям для цилиндрических передач – см. подразделы 3.3, 3.4.

5. Проверочный расчет червячной передачи

Расчет производится для зубьев червячного колеса, так как они выполнены из менее прочного материала, чем витки червяка.

5.1. Проверка мощности двигателя

При подборе двигателя в кинематическом расчете КПД червячной передачи принимался ориентировочно по рекомендациям практики.

После уточнения  [2, c.29] по формуле (5.39) следует проверить достаточность для привода мощности выбранного двигателя по соотношению

Р_дв1/ Р_дв2 = ₂ / ₁ ; или Р_дв2 = Р_дв1₁ / ₂ (5.1)

где Р_дв1 - потребная мощность двигателя в первоначальном (энергетическом) расчете привода с КПД червячной пары ₁ ;

Р_дв2 - потребная мощность двигателя при пересчете на уточненное значение ₂ (по формуле (5.39)).

Если Р_дв2  Р_дв ,

где Р_дв – мощность двигателя по каталогу, то можно оставить прежний двигатель – перегрузка отсутствует.

Если Р_дв2  Р_дв более, чем на 5 %, то мощности двигателя недостаточно и следует принять новый двигатель большей мощности с той же частотой вращения. Если требуется, то после этого необходимо уточнить частоты вращения и моменты на валах в кинематическом, энергетическом и проверочном расчетах.

5.2. Расчет на сопротивление контактной усталости

Расчетное контактное напряжение [1, c.238]:

5300

z₂ / q₁

H =

где q₁ = q + 2х – коэффициент диаметра червяка с учетом смещения;

К = К_К_V – коэффициент нагрузки:

а) К_ - коэффициент концентрации нагрузки по длине зубьев:

К_ = 1 + (z₂ /)³ (1 – X) , (5.3)

где  - коэффициент деформации червяка по табл.5.1 [1, c.240], [5, c.35] .

Таблица 5.1. Коэффициент  и угол подъема витка червяка , град., по делительному

цилиндру

z1		Коэффициент диаметра червяка q
		7,1	8	9	10	11,2	12,5	14	16	20
1		57	72	89	108	127	154	176	225	248
		8,017	7,125	6,34	5,71	5,102	4,574	4,0856	3,576	2,862
2		45	57	71	86	102	121	140	171	197
		15,73	14,036	12,529	11,31	10,125	9,09	8,13	7,125	5,71
4		37	47	58	70	82	98	122	137	157
		29,4	26,57	23,96	21,8	19,654	17,745	15,945	14,036	11,31

X – коэффициент влияния режима нагружения на приработку зубьев колеса и витков червяка :

X =  [(T_i / T) / (L_hi / L_h)], (5.4)

где T_i , L_hi – из графика нагрузки технического задания.

Значения X для типовых режимов нагружения [2, c.8] при n₂ – const принимают по табл.5.2.

Таблица 5.2. Коэффициент режима нагружения X

Типовой режим	0	I	II	III	!V	V
X	1,0	0,77	0,5	0,5	0,38	0,31
Примечание. Наименования типовых режимов (0…V) см. [2, c.8].

б) К_V - коэффициент динамичности нагрузки :

-- при v₂  3 м/с К_V = 1 независимо от степени точности передачи;

-- при v₂  3 м/с К_V принимают равным К_НV для цилиндрической зубчатой передачи той же степени точности с твердостью зубьев Н  350 НВ

[2, c.15, табл.4.4].