2.1.2 Основные параметры передачи

Число витков червяка z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа: при u = 32 принимаем z₁ = 1 стр. 55 [5]

Число зубьев червячного колеса

Предварительно принимаем коэффициент диаметра червяка и коэффициент нагрузки К = 1,2.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости стр. 61 [5]

мм.

Определяем модуль по формуле мм.

Принимаем по ГОСТ 2144-76 (таб. 4.2) стандартные значения мм и мм [5]

Определяем межосевое расстояние при стандартных значениях и

мм.

2.1.3 Основные размеры червяка и венца червячного колеса: стр. 370 [5]

Делительный диаметр червяка мм;

Диаметр вершин витков червяка

мм;

Диаметр впадин витков червяка

мм;

Длину нарезаемой части червяка принимают приили

мм;

Делительный угол подъёма витка по (таб. 4.3) прии.

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр червячного колеса

мм;

Диаметр вершин зубьев червячного колеса

мм;

Диаметр впадин зубьев червячного колеса

мм;

Наибольший диаметр червячного колеса

мм;

Ширина венца червячного колеса принимают при÷стр. 58 [5]

мм;

Определяем радиус закругления колеса

мм.

Определяем окружную скорость червяка

υм/с.

Определяем скорость скольжения

υ_s м/с;

при этой скоростиМПа (таб. 4.9) [5]

Посчитаем погрешность .

При скорости скольжения υ_s м/с приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка (таб. 4.4) ƒи приведённый угол трения.

Уточняем КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла

÷÷[5]

По (таб. 4.7) выбираем 7-ю степень точности передачи, тогда коэффициент динамичности К_υ =1,1.

Определяем коэффициент неравномерности нагрузки

где – коэффициент деформации червяка(таб. 4.6); х – вспомогательный коэффициент, зависящий от характера изменения нагрузки. При незначительных колебаниях нагрузки.

.

Определяем коэффициент нагрузки

.

2.1.4 Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев стр. 372 [5]

Определяем напряжение изгиба

где - коэффициент формы зуба по (таб. 4.5),

МПа,

что значительно меньше вычисленного выше МПа.

2.2 Расчет открытой зубчатой передачи:

2.2.1 Выбор материала и определение допускаемых контактных

напряжений

Для изготовления зубчатых колес целесообразно применить сталь 40Х, так как она обеспечивает высокие механические характеристики и обладает некоторой коррозионной стойкостью. σ_T =750 МПа;

Термообработка:

Колесо – улучшение 269-302НВ

Шестерня – улучшение + закалка ТВЧ 45-50HRC (425-480НВ)

Допускаемые контактные напряжения:

Предел контактной выносливости:

Колесо

МПа

Шестерня

МПа [4, стр. 12 таб. 2,2];

Коэффициент запаса прочности:

Колесо S_H = 1,1

Шестерня S_H = 1,2

Коэффициент долговечности:

при условии

Где N_HG – число циклов перелома кривой усталости:

Колесо

Шестерня

Ресурс передачи:

где т₃ – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемо колеса за один его оборот:

Колесо

Шестерня

Колесо

Шестерня

Коэффициент шероховатости поверхности:

Колесо Z_R = 0,9

Шестерня Z_R = 1

Коэффициент влияния окружной скорости:

Для колеса и шестерни принимается Z_v = 1, так как окружные скорости имеют малые значения

МПа

МПа;

Допускаемые напряжения изгиба:

Предел выносливости:

Колесо (улучшение ) МПа

Шестерня (закалка ТВЧ сквозная) МПа [4, стр. 14 таб. 2.3];

Коэффициент запаса прочности:

Колесо и шестерня S_F = 1,7 (нет нитроцементации и цементации);

Коэффициент долговечности:

при условии

Колесо

где Y_Nmax = 4 и q = 6 (улучшение )

N_FG =

Шестерня

Из условия принимаемY_N =1

где Y_Nmax= 4 и q = 2,5 (закалка ТВЧ сквозная)

N_FG =

Коэффициент влияния шероховатости поверхности:

Колесо Y_R = 1,05

Шестерня Y_R = 1,2

Коэффициент двустороннего приложения нагрузки (реверса) :

Колесо (улучшение + реверс) Y_A = 0,65

Шестерня (закалка + реверс) Y_A = 0,75

Колесо МПа

Шестерня МПа