2.2 Расчет допускаемых напряжений

Червяки изготавливают из тех же марок сталей, что и шестерни зубчатых передач.

Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения. Скорость скольжения V_s, м/с, определяется

м/с.

V_s≈3,4 м/с; К_сут.=0,8; К_год.=0,9; L_h=25228,8.

По твердости витков червяка ≥HRC_Э

Коэффициент долговечности _{, где наработка}

_{N= 573·150,197·25228,8=2171263212}

_Тогда

_{Для нереверсивной передачи}

Таблица 3

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марки материала	Термообработка	HRCср	[σ]H	[σ]F	σв	σт
				Н/мм2
Червяк	45	У+ТВЧ	47,5	-	-	530	245
Колесо	БРА9ЖЗЛ	Ц		215	29	-	-

2.3 Определение геометрических параметров передачи

Определим межосевое расстояние для червячной передачи

_,

_{где T3 – вращающий момент на тихоходном валу передачи, Нм;}

_{[ σ ]н – допускаемое контактное напряжение.}

мм.

Полученное значение округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров a_w = 100мм.

_{Примем число зубьев шестерни:}

_{Z1 = 4}

_{Число зубьев колеса:}

_{Z2 = Z1∙ Uч= 10∙ 4 = 40}

_{1.Определим модуль зацепления m, мм:}

_{Определим среднее значение модуля зацепления:}

_{2 . Определим q по формуле:}

_{Среднее значение q=10}

_{Коэффициент смещения инструмента}

_{Определим фактическое передаточное число uф}

_,

_{И проверим его отклонение ∆u от заданного u:}

_{Отклонений нет.}

Геометрические параметры червяка:

- делительный диаметр ;

мм;

- начальный диаметр ;

мм;

- диаметр вершин витков ;

мм;

- диаметр впадин витков ;

мм;

- делительный угол подъема линии витков ;

˚;

- длина нарезаемой части червяка

,

где С = 100∙m/z₂, при x > 0; С = 100∙4/40 = 10.

мм.

Геометрические параметры венца червячного колеса:

- делительный диаметр ;

мм;

- диаметр вершин зубьев ;

мм;

- наибольший диаметр колеса ;

мм;

- диаметр впадин зубьев ;

мм;

- ширина венца при z₁ = 4 ;

мм;

- радиусы закруглений зубьев ;

мм;

мм;

- условный угол обхвата червяка венцом колеса 2δ ;

;

мм.

2.4 Проверочный расчет зубчатой передачи

Коэффициент полезного действия червячной передачи

,

где γ – делительный угол подъема линии витков червяка;

φ – угол трения, определяется в зависимости от фактической скорости скольжения; φ = 1,3˚.

.

Проверка контактных напряжений

,

где K – коэффициент нагрузки, при окружной скорости червячного колеса менее 3 м/с K = 1.

F_t2 – окружная сила на колесе, ;

Н;

Н/мм² < [σ]_H = 215Н/мм².

Условие выполнено.

Проверка напряжений изгиба зубьев колеса

,

где Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса, Y_F2 = 1,45 [2];

Н/мм² < [σ]_F2 = 28,8Н/мм².

Условие выполнено.

3. Проектировочный расчет валов Определение геометрических параметров ступеней валов

Быстроходный вал. Ступени:

- под полумуфту , ;

мм, примем d₁ = 17 мм – 80% диаметра вала двигателя; мм;

- под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

; t=2,2.

мм – округляем d₂ = 22мм;

- под червяк ; r=2

мм, примем стандартное значение d₃ = 30 мм;

- под подшипник , l₄ – ширина подшипника;

мм.

Рисунок 3 – Эскиз быстроходного вала

Тихоходный вал. Ступени:

- под полумуфту ;

мм, примем d₁ = 45 мм; мм;

- под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

; t=2,8

мм – округляем d₂ = 50 мм; мм.

- под колесо ; r=3.

мм, примем стандартное значение d₃ = 60 мм;

- под подшипник , l₄ – ширина подшипника;

мм;

- упорная ;

мм, примем стандартное значение d₅ = 63 мм.

Рисунок 4 – Эскиз тихоходного вала