2.4.2. Проектный расчет

Принятые в расчете единицы измерения физических величин: линейные размеры – мм; силы – Н, моменты сил – Нм, напряжения – МПа. Параметры, относящиеся к червяку, имеют индекс 1, к колесу – 2, параметры общие для передачи – без индекса.

Число зубьев червячного колеса , где – число витков червяка, выбранное в зависимости от передаточного числа [1, табл. 3.13].

Оптимальная величина коэффициента диаметра червяка без округления совпадает со значением из стандартного ряда [1, с. 44].

Из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев колеса определяем главный параметр червячной передачи – межосевое расстояние [1, с. 43]:

где – ориентировочный коэффициент нагрузки [1, с. 43]. Полученное значение округляем до ближайшего из стандартного ряда [1, с. 43], т.е. .

Предварительное значение модуля зацепления не требует округления до ближайшего стандартного значения [1, с. 44], поскольку с одним из них совпадает.

Коэффициент смещения:

.

Начальный угол подъема витков червяка:

.

Делительный угол подъема витков червяка:

.

Фактическая скорость скольжения [1, с. 45]:

, где – начальный диаметр червяка.

Уточним допускаемое контактное напряжение:

.

2.4.3. Проверочный расчет на контактную прочность

По фактической скорости скольжения V_S=4,95 м/с выбираем 8-ю

степень точности передачи [1, с. 45].

Окружная скорость колеса:

м/с.

Уточняем коэффициент нагрузки:

.

Здесь – коэффициент динамичности нагрузки для передачи 8-й степени точности при м/с [1, табл. 3.4]; , где – коэффициент деформации червяка при и [1, табл. 3.14], – коэффициент режима нагрузки, принимаемый приближенно . Тогда

.

Фактическое контактное напряжение [1, с. 47]:

Поскольку , контактная прочность активных поверхностей зубьев колеса обеспечена.

2.4.4. Проверочный расчет на изгибную выносливость

Окружная сила на колесе:

.

Эквивалентное число зубьев колеса:

.

Коэффициент формы зубьев колеса [1, табл. 3.7].

Напряжение изгиба в зубьях червячного колеса [1, с. 48]:

где – коэффициент нагрузки.

Поскольку , изгибная выносливость зубьев колеса обеспечена.

2.4.5. Определение коэффициента полезного действия передачи

Коэффициент потерь, определяющий потери мощности только в зацеплении:

,

где – приведенный угол трения в передаче [1, табл. 3.15].

Коэффициенты потерь на перемешивание масла и на трение в уплотнениях определяем по графикам в зависимости от межосевого расстояния [1, рис. 3.8]:

где – значение коэффициента при частоте вращения червяка .

Общий коэффициент полезного действия редуктора при расчетной нагрузке

.

2.4.6. Силы в зацеплении передачи

Необходимо определить составляющие нормальной силы в зацеплении.

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке, определена в п. 2.4.4:

.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

.

Радиальная сила

,

где – угол профиля червяка на делительном цилиндре.

2.4.7. Тепловой расчет редуктора

Цель – определить температуру масла в редукторе, которая не должна превышать допустимую . Считаем, что температура окружающего воздуха . Температура масла в червячном редукторе при непрерывной работе без искусственного охлаждения [1, с. 48]:

где – коэффициент теплоотдачи [1, с. 48], – площадь поверхности корпуса, омываемой воздухом [1, с. 49], – коэффициент, учитывающий теплоотвод через основание корпуса редуктора в раму [1, с. 48].

Поскольку искусственное охлаждение не требуется.