Расчет и проектирование червячных передач, страница 15

b₁>(С₁+С₂Z₂)^.m=(12,5+0,09^.32)^.12.5=192 мм;

червяк шлифуемый, окончательно имеем: b₁> 192+3^.12.5=229.5

Окончательно принимаем -  b₁=230 мм.

геометрические параметры червячного колеса:

     делительный диаметр d₂=m^.Z₂=12.5^.32=400 мм.

     диаметр вершин зубьев d_a2= d₂+2m=400+2^.12.5=425 мм;

     диаметр впадин d_f2= d₂ - 2,4m=400 - 2,4^.12.5=370мм;

  ширина зубчатого венца b₂<0,67^.d_a1=0,67^.125=83.75 мм (принимаемb₂=83)

Фактическое значение скорости скольжения V_ск в зацеплении

 м/с.

Здесь γ=arсtgZ₁/q= arctg4/8=26^o33’54’’

Поскольку фактическое значение V_ск практически совпало с принятым в начале расчета, в уточнении значений σ_НР  и К нет необходимости.

 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

МПа.

Недогруженность передачи по контактным напряжениям

Проверочный расчет зубьев червячного колеса на изгибную выносливость

 

Эквивалентное число зубьев червячного колеса

 Коэффициент формы зуба Y_F=1.64

МПа < σ_FР=50.5 МПа

Проектируемая  передача удовлетворяет  условию  изгибной выносливости.

Проверочный расчет на жесткость.

Усилия, действующие в червячном зацеплении:

           окружные:

F_t1=2T₁/d₁=2^.221.3/0.1=4426 H ; F_t2=2T₂/d₂=2^.1489.9/0.4=7450 H

            Осевые:

F_a1= - F_t1= - 4426H;  F_a2= - F_t2 = -7450 H;

         Радиальные:

F_r1= - F_r2= F_t2^.tgα/cosγ=7450tg20⁰/cos26⁰56=3031 Н.

Прогиб червяка в среднем сечении:

 H

 мм⁴

 

[f]=(0.005...0.01)m=(0,005...0,01)^.12.5=0,0625...0,125 мм.

 Примем для предварительной оценки прогиба червяка

     L≈d_am2=437 мм и Е=2.15^.10⁵ МПа, тогда            

< [f]= 0,0625...0,125 мм

Жесткость спроектированного червяка оказывается достаточной.

Проверка на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

σ_нmax=σ_н≤σ_нрmax

Здесь отношения T₂max/T₂  равно коэффициенту перегрузки (обычно задается в задании).

σ_нmax=173=244,65< σ_HРmax=2*s_Т=2^.184=368 Мпа