2.3.3. Проверочный расчет на контактную выносливость

Средняя окружная скорость колес

.

По найденному значению скорости принимаем для передачи 9-ю степень точности [1, с. 24].

Уточняем коэффициент нагрузки:

.

Здесь – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1, рис. 3.3]; – коэффициент концентрации нагрузки вдоль линии контакта зубьев с учетом их приработки, при отношении коэффициент (см. табл. 2.1); – коэффициент динамичности нагрузки [1, табл. 3.4] (получен линейным интерполированием для ).

Фактическое контактное напряжение [1, с. 35]:

Поскольку условие контактной выносливости поверхностей зубьев не выполняется, повысим твердость материала колеса 2 до 269…302 HB (среднее значение ) и определим допускаемое контактное напряжение снова.

Таким образом, при новом допускаемом контактном напряжении условие контактной выносливости активных поверхностей зубьев выполняется.

2.3.4. Проверочный расчет на изгибную выносливость

Биэквивалентные числа зубьев шестерни и колеса

где - углы делительных конусов шестерни и колеса: , .

Коэффициенты смещения исходного контура для зубьев шестерни и колеса и [1, табл. 3.9].

Коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса для и : и [1, табл. 3.7].

Коэффициент нагрузки .

Здесь – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями; – коэффициент концентрации нагрузки вдоль линии контакта зубьев, где [1, табл. 3.6] выбран с учетом отношения с применением линейного интерполирования; – коэффициент динамичности нагрузки, полученный линейным интерполированием для окружной скорости м/с [1, табл. 3.4].

Фактическое напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса [1, с. 36]:

Здесь – коэффициент, учитывающий особенности контакта зубьев при расчете на изгибную выносливость [1, табл. 3.8].Условие выносливости зубьев на изгиб выполняется.

2.3.5. Силы в зацеплении передачи

Определяем составляющие нормальной силы в зацеплении.

Окружная сила:

С целью улучшения условий работы подшипников передачи следует обеспечить направление осевой составляющей от вершины делительного конуса к основанию. Для этого необходимо, чтобы направление вращения, если смотреть от вершины конуса, и направление наклона зуба совпадали. С учетом этого условия осевая сила на шестерне , равная по величине и противоположная по направлению радиальной силе на колесе [1, с. 39]:

где – делительный угол профиля зуба в нормальном сечении.

Радиальная сила на шестерне , равная по величине и противоположная по направлению осевой силе на колесе:

2.4. Пример расчета червячной передачи

Рассчитываем силовую червячную передачу с цилиндрическим червяком. Исходные данные для расчета: передаточное число , режим нагружения –нереверсивный, вращающий момент на тихоходном валу , частота вращения быстроходного вала , мощность на валу червяка .

2.4.1. Выбор материалов червяка и червячного колеса

С целью обеспечения наилучших антифрикционных свойств червячной пары принимаем для червяка сталь 18ХГТ, цементованную и закаленную до твердости 56…63 HRC_Э. Для оптимального выбора материала червячного колеса сначала определим ожидаемую скорость скольжения поверхностей зубьев [1, с. 42]:

.

При такой скорости для червячного колеса рекомендуется [1, табл. 3.10] материал группы IIа. Принимаем бронзу БрА10Ж4Н4 с временным сопротивлением и пределом текучести , отлитую в кокиль. Допускаемое контактное напряжение для активных поверхностей зубьев колеса [1, табл. 3.11]:

.

Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса: