10. Определяем кпд червячной передачи:

11. Определяем контактные напряжения зубьев колеса , h/мм2:

,

где F_r2 = 2*T₂*10³/ d₂ = 2*2192.8*10³/512 = 8565.62 H, окружная сила на колесе; K = 1, так как V₂<3 м/с; V_s = (U_ф*W₂*d₁)/(2*cos γ*10³) = 2.22 м/с;

Тогда

σ_H = = 122.89 Н/мм² < [σ]_H = 133 H/мм²,

где V₂ = W₂*d₂/2000 = 2.105*512/2000 =0.53 м/с;

12. Определяем напряжения изгиба зубьев колеса σF, н/мм2:

σ_F = 0.7*Y_F2*(F_r2/b₂*m)*K ≤ [σ]_F,

где z_v2 = z₂/cos³ = 32/0.9703=35=> Y_F2=1.64;

Тогда

σ_F=(0.7*1.64*8565.62*1)/(16*108)=5.69 H/мм²<<[σ]_F=26.625 H/мм²

Верно, вследствие того, что нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.

Таблица 6.1. Параметры червячной передачи, мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	303	Ширина зубчатого венца колеса b2	108
Модуль зацепления m	16	Длина нарезаемой части червяка b1	290
Коэффициент диаметра червяка q	8	Диаметры червяка: Делительный d1 Начальный dw1 Вершин витков da1 Впадин витков df1	128 93.76 160 89.6
Делительный угол витков червяка γ	14˚
Угол обхвата червяка венцом колеса 2 δ	90˚	Диаметры колеса: Делительный d2=dw2 Вершин зубьев da2 Впадин зубьев df2 наибольший daw2	512 482.24 439.39 506.24
Число витков червяка z1	2
Число зубьев колеса z2	32

Таблица 6.2. Проверочный расчет

Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
КПД	0.97	0.869
Контактные напряжения σH	133	122.89	Допускаемая недогрузка передачи не более 15% соблюдается 7.602%
Напряжения изгиба σF	5.69	26.625	σF <<[σ]F, так как нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса 78.63%

7. Расчет открытой конической зубчатой передачи

1. Определяем внешний делительный диаметр колеса d_e2, мм:

d_e2 ≥ 165* ,

где T₂ = 2127.4 H*м; U = 4.49; = 1; = 1;

2. Определяем углы делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂:

δ₂ = arctgU = arctg4.49 = 77.44417˚

δ₁ = 90- δ₂ = 90-77.44417 = 15.55583˚

3. Определяем внешнее конусное расстояние Re, мм:

Re = d_e2/ (2*sin δ₂) = 629.838/ (2*0.97608) = 322.63646

4. Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм:

b= Ψ_R *Re=0.285*322.63646=91.95139≈95

5. Определяем внешний окружной модуль m_e –для колес с прямыми зубьями, мм:

m_e = 14* T₂*1000/( * d_e2*[σ_F])* = 14*2127.4*1000/(0.85*629.838*170.72*95) = 3.43, =0.85, =1;

6. Определяем число зубьев колеса Z₂ и шестерни Z₁:

Z₂ = d_e2/ m_e = 184

Z₁ = Z₂/U = 184/4.49 = 41

7. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение ΔU от заданного U:

U_Ф = Z₂/ Z₁ = 184/41 = 4.487

ΔU_Ф =| U_Ф -U|/U*100% = |4.487-4.49|/4.49*100% = 0.048%<4%

8. Определяем действительные углы делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂:

δ₂ = arctgU_ф = arctg4.487 = 77.43604˚

δ₁ = 90- δ₂ = 90-77.43604 = 12.56396˚

9. Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни X_e1 и коэффициент смещения колес X_e2:

X_e1 = 0.26

X_e2 = - X_e1=-0.26

10. Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

Диаметр делительный:

d_e1 = m_e* Z₁ = 140.63

d_e2 = m_e* Z₂ = 631.12

Диаметр вершин зубьев:

d_ae1 = d_e1+2*(1+ X_e1)* m_e*cos δ₁ = 149.066

d _ae2 = d_e2+2*(1- X_e2)* m_e*cos δ₂ = 633

Диаметр впадин зубьев:

d_fe1 = d_e1 -2*(1.2- X_e1)* m_e* cos δ₁ = 134.337

d_fe2 = de1-2*(1.2+ X_e1)* m_e* cos δ₂ = 629.72

11. Определяем средний делительный диаметр шестерни d₁ и колеса, мм:

d₁ ≈ 0.857* d_e1≈120.51

d₂ ≈ 0.857* d_e2≈540.869

12. Проверяем пригодность заготовок колес, мм:

D_заг ≤ D_пред

S_заг ≤ S_пред

D_заг = d_ae+6 мм = 154.066

S_заг = 8* m_e=8*3.43 = 27.44 < 200

13. Проверяем контактные напряжения , Н/мм²:

,

= 2* T₂*1000/(d₂) = 2*2127.4*1000/540.869 = 7866.59 Н;

=1;

=1;

=1.05;

V=W₂*d₂/2000=2.105*540.869/2000=0.569 м/с;

Cтепень точности – 9;

Тогда

недогрузка – 9.7418%;

14. Проверяем напряжения изгибов зубьев шестерни σ_F1 и колеса σ_F2, Н/мм²:

σ_F2 = Y_F2*Y_β*F₁* /( *b* m_e) ≤ [σ]_F2

σ_F1 = σ_F2* Y_F1/ Y_F2 ≤ [σ]_{F ,}

где Y_F2 = 3.63, Z = Z₂/ cos δ₂ = 184/0.21752 = 845.89; Y_F1 = 3.53, Z = Z₁/ cos δ₁ = 41/0.97605 = 42;

Y_β = 1;

Тогда

σ_F2 = 3.63*1*7866.59* /(0.85*95*3.43) = 116.5024 ≤ [σ]_F2 = 170.72

31.7582% - нагрузочная способность зубчатой передачи ограничивается контактной прочностью;

σ_F1 = 116.5024* 3.53/ 3.63 = 113.29296 ≤ [σ]_F1 = 149.0925

24.013% - нагрузочная способность зубчатой передачи ограничивается контактной прочностью;

Таблица 7.1. Параметры зубчатой конической передачи

Проектный расчет
параметр	значение	параметр	значение
Внешнее конусное расстояние Re	322.636	Внешний делительный диаметр шестерни de1 колеса de2	140.63 631.12
Внешний окружной модуль me	3.43
Ширина зубчатого венца b	95	Внешний диаммметр окружности вершин шестерни dae1 колеса dae2	149.066 633
Число зубьев шестерни Z1 колеса Z2	41 184
		Внешний диаметр окружности впадин шестерни dfe1 колеса dfe2	134.337 629.72
Вид зубьев	прямые
Угол делительного конуса шестерни δ1 колеса δ2	12.56396 77.43604	Средний делительный диаметр шестерни d1 колеса d2	120.51 540.869

Таблица 7.2. Проверочный расчет

Проверочный расчет
параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	примечание
Контактные напряжения	414.4	374.03	недогрузка – 9.7418%
Напряжения изгиба σF1	149.092	113.292	24.013% - нагрузочная способность зубчатой передачи ограничивается контактной прочностью
Напряжения изгиба σF2	170.72	116.5024	31.7582% - нагрузочная способность зубчатой передачи ограничивается контактной прочностью