3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения находятся по формуле:

,

где - коэффициент долговечности, находится по формуле:

;

N- число циклов нагружения зубьев червячного колеса

-коэффициент, учитывающий износ материала, согласно рекомендации [2]

- допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений

Тогда

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба находятся по формуле:

,

где - коэффициент долговечности, находится по формуле:

;

N- число циклов нагружения зубьев червячного колеса

- исходное допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений

Тогда

3.4 Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние определяется по формуле

,

где - коэффициент формы зуба. Согласно рекомендации [2]=610

Тогда

Согласно рекомендации [2] принимаем =140 мм.

3.5 Определение чисел витков передачи

Согласно рекомендации [2] принимаем число витков червяка,

а число витков колеса, следовательно,

3.6 Определение модуля передачи

Модуль передачи можно определить по следующей формуле

; согласно рекомендации [2] принимаем = 8мм.

3.7 Определение коэффициентов диаметра червяка и смещения

Коэффициент диаметра червяка можно определить по формуле

; согласно рекомендации [2] принимаем

Коэффициент смещения можно определить по формуле

, следовательно, смещение 0.15<1.

3.8 Определение фактического передаточного числа

Согласно рекомендации [1]фактическое передаточное число определяется по формуле

Проверим фактическое передаточное число с выбранным ранее.

, следовательно, передаточное число выбрано верно.

3.9 Определение геометрических размеров червяка и колеса

Геометрические параметры червяка

Делительный диаметр определяется по формуле

Начальный диаметр определяется по формуле

Диаметр окружности вершин витков определяется по формуле

Диаметр окружности впадин определяется по формуле

Длина нарезной части червяка определяется по формуле , согласно рекомендации [2] принимаем

Делительный угол подъема витков определяется по формуле

Геометрические размеры колеса:

Делительный диаметр определяется по формуле

Диаметр окружности вершин определяется по формуле

Диаметр окружности впадин определяется по формуле

Наибольший диаметр колеса определяется по формуле

Ширина венца определяется по формуле: ,

где - коэффициент ширины зуба, согласно рекомендации [2] принимаем

Радиус закругления зубьев определяется по формуле:

Условный угол обхвата червяка венцом колеса определяется по формуле

, следовательно,

3.10 Определение сил в зацеплении

Силы в зацеплении можно определить по формулам

Окружная сила на колесе

Для определения окружной силы на червяке необходимо найти КПД передачи. Согласно рекомендации [2], КПД передачи можно определить по следующей формуле

;

Где - угол трения

Окружная сила на червяке

Радиальная сила

3.11 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Согласно рекомендации [2], для того чтобы передача проходила по контактной прочности необходимо выполнение условия

где - расчетные контактные напряжения;

К – коэффициент нагрузки, согласно рекомендации [2] К=1, так как окружная скорость

Тогда

, следовательно, передача проходит по контактной прочности.

3.12 Проверочный расчет зубьев колеса по напряжениям изгиба

Зубья колеса проходят по напряжениям изгиба при условии:

где - изгибающие напряжения зубьев;

- коэффициент формы зуба колеса, согласно рекомендации [2], =1.3

- коэффициент нагрузки, согласно [3.11] К=1

- окружная сила на колесе

- допускаемы напряжения изгиба.

Тогда

, следовательно, зубья колеса проходят по напряжениям изгиба.

3.13 Тепловой расчет передачи

Тепловой расчет передачи проводится с использованием условия:

где - мощность на червяке, согласно рекомендации [2],

- коэффициент теплоотдачи, согласно рекомендации [2], ;-допускаемая рабочая температура, согласно рекомендации [2],

Тогда

, следовательно, передача проходит по тепловому расчету.

4. Выбор материала валов и определение диаметров

В качестве материала для всех валов редуктора принимаем Сталь 45 ГОСТ 1050-88.

				НВ
380 мПа	900 мПа	230 мПа	35%	270

Это обусловлено тем, что проектируется редуктор общего машиностроения. И данный материал удовлетворяет всем требованиям, предъявляемым к валам редуктора общего машиностроения.

Оценку диаметров валов будем проводить согласно рекомендации [2]. Из условия прочности следует, что

,

где - допускаемые напряжения на кручение

Согласно рекомендации [2] принимаем:

[]₁=10 МПа – для входного вала

[]₂=15 МПа – для промежуточного вала

[]₃=20 МПа – для выходного вала

Т - крутящий момент на валу.

Тогда

-для входного вала.

- для промежуточного вала.

- для выходного вала.

Согласно рекомендации [2] примем для диаметров валов

стандартные значения

d₁ = 40 мм; d₂ = 45 мм; d₃ = 60 мм.