5.3 Геометрический расчет червячной передачи.
5.3.1 Угол подъема витка червяка на делительном цилиндре γ, град
5.3.1.1 Угол подъема витка червяка на начальном цилиндре γm, град
5.3.2 Длина нарезанной части червяка b1, мм
,
мм.
Принимаем b1 = 85 + 25 = 110 мм.
5.3.3 Ширина венца червячного колеса b2, мм
мм.
Принимаем b2 = 65 мм.
5.3.4 Начальный диаметр dW1, мм
мм,
мм.
Рисунок 5.2.2 – Геометрическое параметры червячной передачи
5.3.5 Диаметр вершин витков червяка da1, мм
мм.
5.3.6 Диаметр впадин витков червяка df1, мм
мм.
5.3.7 Делительный диаметр колеса d2, мм
мм.
5.3.8 Диаметр вершин зубьев колеса da2, мм
мм.
5.3.9 Наибольший диаметр колеса daM2, мм
мм.
мм.
5.3.10 Диаметр впадин df2, мм
мм.
5.3.11 Высота головки витка червяка ha1, мм и зуба колеса ha2, мм
мм.
5.3.12 Высота витка h1, мм
мм.
5.3.13 Начальный диаметр dW2, мм
мм.
5.3.14 Условный угол обхвата 2δ, град
5.4 Силовой расчет червячной передачи.
Рисунок 5.3 – Схема сил, действующих в червячном зацеплении
5.4.1 Окружная сила на червячном колесе Ft 2, Н
Окружная сила на червячном колесе Ft 2 численно равна осевой силе на червячном колесе Fa1:
Н.
5.4.2 Осевая сила на червячном колесе Fa2, Н
Окружная сила на червячном колесе Ft1 численно равна осевой силе на червячном колесе Fa2:
Н,
где η – КПД передачи.
КПД червячной передачи определяют аналогично КПД резьбовой пары по формуле:
,
где ρ′ - приведенный угол трения, определяемый экспериментально с учетом относительных потерь мощности в зацеплении, опорах и на перемешивание масла.
Значения
приведённого угла трения ρ′ = arctg
f
′ (здесь
- приведённый коэффициент трения)
выбирают по фактической скорости
скольжения υСК
[2] .
м/с.
5.4.3 Радиальная сила на червячном колесе Fr2, Н
Окружная сила на червячном колесе Fr1 численно равна осевой силе на червячном колесе Fr2:
Н.
5.5 Проверочный расчет червячной передачи.
5.5.1 Проверочный расчет на контактную прочность
,
где ТРН – расчетный вращающий момент, Н·мм, уточненный по коэффициенту нагрузки К
Коэффициент
концентрации
уточняют по формуле:
.
Коэффициент деформации червяка Θ = 86 [2];
Коэффициент
режима
(формула [2] и рисунок 1.2).
Коэффициент
динамичности Kυ
= 1,02 [2] при
м/с,
υСК
= 2,403 м/с, НВ2<350
и 9-ой степени точности изготовления
[2].
Допускаемые напряжения [σH], МПа
[σH] = Сυ·0,9·σВ = 1,17·0,9·230 = 242 МПа,
где Сυ - коэффициент, учитывающий износ, при υСК =2,403 м/с; Сυ = 1,17 [2].
МПа.
Степень
загрузки
.
Недогрузка составляет 5%, допускается до 15 %. Контактная прочность передачи обеспечена.
5.5.2 Проверочный расчет зубьев колес на изгиб
,
где YF - коэффициент формы зуба. YF = 1,435 [3] при
.
[σF] = 53,4 МПа (пункт 5.2.2.2).
Условие прочности выполняется.
5.5.3 Проверка прочности зубьев колес при перегрузках.
5.5.3.1 Проверка на контактную прочность
,
где Тпуск – пусковой момент, Н·мм;
Т – номинальный момент, Н·мм.
Для принятого электродвигателя
Н·мм.
[σHmax] = 360 МПа (пункт 5.2.2.3).
МПа.
> [σHmax]
= 560 МПа.
Условие прочности выполняется.
5.5.3.2 Проверка на изгибную прочность
[σFmax] = 112 МПа (пункт 5.1.2.4).
МПа.
Условие прочности выполняется.
Тепловой расчет редуктора и расчет на жесткость выполняют после эскизной компоновки редуктора.