3.3 Основные параметры передачи
Делительный диаметр червяка d1:
d1 = q · m = 8 · 12,5 = 100 мм (3.12)
Диаметр вершин витков червяка da1:
da1 = d1 + 2m = 100 + 2 · 12,5= 125 мм (3.13)
Диаметр впадин витков червяка df1:
df1 = d1 – 2,4m = 100 – 2,4 · 12,5 = 70 мм (3.14)
Делительного угол подъема витка червяка γ:
(3.15)
Угол γ = arctg 0,25 = 14°.
Длина нарезанной части червяка b1:
b1 ≥ (11 + 0,06 · z2) · m ≥ (11 + 0,06 · 32) · 12,5 ≥ 158 мм (3.16)
Принята длина b1 = 160 мм.
Делительный диаметр червячного колеса d2:
d2 = z2 · m = 32 · 12,5 = 400 мм (3.17)
Диаметр вершин зубьев червячного колеса da2:
da2 = d2 + 2m = 400 + 2 · 12,5 = 425 мм (3.18)
Диаметр впадин зубьев червячного колеса df2:
df2 = d2 – 2,4m = 400 – 2,4 · 12,5 = 370 мм (3.19)
Наибольший диаметр червячного колеса daM2:
441
мм (3.20)
Принят диаметр daM2 = 440 мм.
Ширина венца колеса b2:
b2 ≤ 0,75 · da1 ≤ 0,75 · 125 ≤ 93,75 мм (3.21)
Принята ширина b2 = 90 мм.
Условный угол обхвата червяком венца колеса 2δ:
=
0,789 (3.22)
Угол 2δ = 2 · arcsin 0,789 = 104°.
Скорость скольжения:
vs
=
м/с (3.23)
КПД передачи:
η
= (0,95…0,96) ·
, (3.24)
где ρ’ – угол трения (ρ’ = 1° [5, табл. 4.4])
η
= (0,96) ·
3.4 Проверка расчетных контактных напряжений
При стальном червяке и червячном колесе, имеющем бронзовый венец контактные напряжения в зацеплении:
≤ [σH]
(3.25)
=
212 МПа
Результат проверочного расчета признается неудовлетворительным, если σН превышает [σH] более чем на 5 % , а также в случае, если расчетное напряжение ниже допускаемого на 15 % и более. Отклонение σН от [σH] ([σH] = 221 МПа):
3.5 Расчет зубьев червячного колеса на выносливость по напряжениям изгиба
Условие выносливости зубьев колеса при изгибе:
,
(3.26)
где σF – расчетное напряжение изгиба, МПа; ТII·К – расчетный момент на валу червячного колеса, Н·мм; YF – коэффициент формы зуба, принимаемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев червячного колеса zv (zv = 43,8; YF = 2,23 [5, табл. 4.5]); 𝜉 – коэффициент, учитывающий ослабление зубьев в результате износа (для закрытых передач 𝜉 = 1); [σF] – допускаемое напряжение изгиба.
[σF] = [σ0F]’ · KFL , (3.27)
где [σ0F]’ – допускаемое напряжение изгиба при нереверсивной работе передачи ([σ0F]’ = 71 МПа для выбранного материала ― бронзы БрО10Ф1 [5, табл. 4.8]); KFL – коэффициент долговечности.
,
(3.28)
Суммарное число циклов перемен напряжений NΣ по формуле (3.6) равно 43860000.
=
0,9
[σF] = 71 · 0,9 = 64 МПа
38,9
МПа
σF < [σF]
Выносливость зубьев колеса по напряжениям изгиба достаточна.