.

При изготовлении червячного колеса из материалов третьей группы ( м/с) допускаемое напряжение на выносливость при изгибе , МПа, для нереверсивной передачи определяется по формуле



— коэффициент долговечности при расчете на изгиб:



где N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы





где – срок службы привода



где L_г – срок службы привода, лет; – продолжительность смены, - число смен.



Принимаем время простоя машины 15%, тогда



Рабочий ресурс привода принимаем



Принимаем



2.3 Проектный расчет на контактную выносливость. Определение геометрических параметров передачи

При стальном червяке и бронзовом (чугунном) колесе межосевое расстояние , мм, определяется по формуле



где

---

– допускаемое контактное напряжение, МПа;

– крутящий момент на валу колеса, Н·мм (см. таблицу 1);



Найденное значение межосевого расстояния округляют по ГОСТ 2144-76 до ближайшего стандартного значения. В рамках курсового проектирования допускается округлять до значения, оканчивающегося на “0” или “5”. Принимаем [1, с. 60].

Предварительное значение модуля т, мм, определяется по формуле



где – число зубьев червячного колеса.

Из полученного интервала модулей выбирается стандартное значение модуля [1, с. 75].

Число зубьев червячного колеса стандартами не устанавливается. Минимальное число зубьев в силовых передачах (при меньших значениях ухудшаются условия работы передачи, происходит подрез зубьев червячного колеса). Для силовых передач оптимальными значениям являются (при > 80 значительно увеличиваются габариты передачи).

Число заходов (витков) червяка выбирается в зависимости от передаточного отношения и требуемой точности передачи. С увеличением уменьшается точность червяков и передачи. Стандарт устанавливает значения . Передачи большой мощности не выполняют с однозаходными червяками из-за малого КПД и сильного нагрева.

Исходя из выше сказанного, при передаточном числе принимаем . Число зубьев червячного колеса:

---

; .

Коэффициент диаметра червяка рекомендуется выбирать , так как увеличение приводит к снижению КПД передачи, а уменьшение – к падению изгибной жесткости червяка. В соответствии с последним условием допустимым считается значение . Меньшие значения применяют в быстроходных передачах (для ограничения окружных скоростей – v < 15 м/с). Большие значения обеспечивают червяку достаточную жесткость, поэтому их выбирают при высоких значениях передаточного числа и многозаходных червяках, кода из-за больших значений делительных диаметров червячного колеса ( ) расстояние между опорами вала-червяка получается значительным ( ).

При выбранном значении модуля значение коэффициента диаметра червяка можно также определить по формуле

.

Найденное значение коэффициента диаметра червяка округляется до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2144-76 [1, с. 75].

Червяки со смещением изготавливают в основном для вписывания передачи в стандартное межосевое расстояние . Обеспечение стандартных межосевых расстояний особенно важно для редукторов, так как это облегчает унификацию корпусных деталей. Предпочтительно использовать положительное смещение, при котором одновременно повышается изгибная прочность зубьев червячного колеса.

При выбранных стандартных значения , и коэффициент смещения червяка определяется по формуле

---

; .

Если окажется что | | > 1, то следует принять другие стандартные значения или , либо изменить значение на один или два.

Длина нарезанной части червяка определяется в зависимости от коэффициента смещения x и числа заходов червяка . Формулы для определения смотри [1, с. 76].

С учетом приведенных выше рекомендаций расчет геометрических параметров червячной передачи сводим в таблицу 2.

Угол обхвата для силовых передач должен находиться в пределах . В противном случае следует изменить ширину зубчатого венца червячного колеса .

Таблица 2 – Расчет геометрических параметров червячной передачи


2.4 Кинематические параметры и КПД червячной пары

По аналогии с винтовой парой при ведущем червяке КПД определяется по формуле



где – угол трения.

Угол трения определяется по формуле

,

где – коэффициент трения, зависящий от скорости скольжения.

КПД увеличивается с увеличением числа заходов червяка (увеличивается угол подъема витков червяка : ) и с уменьшением угла трения (коэффициента трения).

---

Скорость скольжения направлена по касательной к линии витка червяка (рисунок 2.1):



где – окружные скорости, соответственно, червяка и колеса на начальном диаметре, м/с.



По найденной скорости скольжения по таблице 4.9 [1, с. 77] находим значение угла трения .


2.5 Силы в зацеплении

Сила зацепления в червячной паре раскладывается на три составляющие (рисунок 2.1).

Окружная сила на колесе равна осевой силе на червяке , Н:

;

.

Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе , Н:

;

.

Радиальные составляющие силы зацепления, Н:

,

где – угол профиля.

.



Рисунок 2.1 – Силы в зацеплении
2.6 Проверочные расчеты на прочность

2.6.1 Проверочный расчет на контактную выносливость

Проверочный расчет на контактную выносливость проводится по следующему условию

---

Смотрите также файлы

• Начисление заработной платы.docx

• Архитектура как образ жизни.docx

• Ануфриев Максим Викторович.docx

• Томас Эдисон история успеха гениального изобретателя и бизнесмена.docx

• Роль ферментов микроорганизмов в пищевой промышленности.docx