5.6. Расчет вала червяка

Расчет вала червяка производят на прочность и обязательно на жесткость, так как повышенные прогибы червяка вызывают недопустимую концентрацию нагрузки в зацеплении. Это приводит к быстрому разрушению зубьев колеса.

Максимальные прогибы червяков ограничивают величинами [1, c.240]

f  (0,005…0,008) m.

6. ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ

В проектировочном расчете [2] допускаемые напряжения определялись приближенно. В проверочном расчете после вычисления или уточнения параметров они приобретают окончательные значения.

6.1. Допускаемые контактные напряжения при расчете

на сопротивление усталости

6.1.1. Зубчатые передачи

Для зубчатых передач _НР находят по формулам [2, c.9, (3.1)…(3.5)], предварительно уточнив :

а) правильность выбора механических свойств материалов шестерни и колеса [2, c.5, табл.1.1] в зависимости от размеров заготовок D и S.

Проверку правильности выбора выполняют по условию D  D , S  S ,

где:

1) для заготовок цилиндрических передач:

-- шестерни D = d_a1 + 6 мм; (6.1)

где d_a1 - см. с.4, формула (2.3);

-- колеса S =  = 2,2m + 0,05b₂ или S = с  0,3b₂; (6.2)

2) для заготовок конических передач:

-- шестерни D = d_ae1 + 6 мм , (6.3)

где ориентировочно [5, c.28] d_ae1= d_e1 + 1,64(1 + x_n1)m_tecos₁ - (6.4)

внешний диаметр вершин зубьев шестерни;

-- колеса S =  = 2,5m_te + 2 мм или S = с  0,3b (6.5)

По формулам (6.2) и (6.5) выбирается наибольшее значение s.

Если расчетные размеры щестерни и (или) колеса окажутся больше D или S, то следует выбрать другую марку стали и внести коррективы в величину _НР;

б) произведение коэффициентов Z_R Z_V Z_L Z_х оставляют равным 0,9

[2, c.10, п.3.1.1].

6.1.2. Червячные передачи

Допускаемые контактные напряжения уточняют по формулам табл.3.4

[2, c.12] в зависимости от точной величины скорости скольжения v_s.

6.2. Допускаемые напряжения при расчете на

сопротивление усталости при изгибе

6.2.1. Зубчатые передачи

По ГОСТ 21354-87 _FР определяют раздельно для зубьев шестерни и колеса по формуле

_FР = _FlimbY_NY_Y_RY_x / S_F, (6.6)

где _Flimb  ⁰_Flimb – базовый предел выносливости зубьев и

S_F – коэффициент запаса прочности определяют по табл.3.3 [2, c.11];

Y_N – коэффициент долговечности по формуле (3.7) [2, c.11];

Y_ - опорный коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений:

Y_ = 1,082 – 0,172 lgm , (6.7)

где m – модуль, мм (для конических передач m_te);

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности:

а) при зубофрезеровании и шлифовании (Rz  40 мкм) Y_R =1;

б) при полировании Y_R = 1,05…1,2 :

1) цементация, нитроцементация, азотирование Y_R = 1,05;

2) нормализация и улучшение Y_R = 1,2;

3) при закалке ТВЧ, когда закаленный слой повторяет очертание впадины между зубьями Y_R = 1,05;

4) при сквозной закалке ТВЧ по всему сечению зуба (при m  3 мм)

Y_R = 1,2;

Y_x – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса:

0,8  Y_x = 1,05 – 0,000125d  1 . (6.8)

При d  400 мм Y_x = 1.

6.2.2. Червячные передачи

Допускаемые напряжения при расчете на сопротивление изгибной усталости для червячной передачи определяют по формулам табл.3.4 [2, c.12] .