2.2 Допускаемые контактные напряжения

Срок службы привода определяем по формуле [1, c.13]:

L_h = L_г ^. 365 ^. L_c ^. t_c = 7 ^. 365 ^. 3 ^. 8 = 61320 часов

Эквивалентное число циклов шестерни:

где L_h – срок службы, тыс. часов;

n₁ – число оборотов шестерни, об/мин;

Эквивалентное число циклов шестерни:

N_HE = N_k · μ_H = 482,91·10⁷ · 0,250 = 120,7∙10⁷

где μ_H = 0,250 – коэффициент числа циклов нагружения [1, табл.2.4].

Коэффициент долговечности:

Коэффициент интенсивности изнашивания колеса

С_υ = 1,66·υ_ск^-0,352 = 1,66·5,75^-0,352 = 0,9

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H = К_НL · С_υ · [σ]_H0 = 0,5 · 0,9 · 220 = 108 МПа

2.3 Геометрические параметры передачи

Найдем предварительное значение межосевого расстояния а_w, мм:

где К_Нβ = 1 – коэффициент концентрации нагрузки.

Округляем расчетное значение межосевого расстояния а_w до ближайшего в большую сторону стандартного значения по ГОСТ 2144-76:

а_w = 280 мм

Определяем число витков червяка, которое определяется в соответствии с передаточным числом редуктора. В нашем случае:

z₁ = 4 при u = 10

Далее определяем число зубьев колеса:

z₂ = z₁ · u_ред = 4 · 10 = 40

Модуль зубьев равен:

m = (1,5…1,7) ^. α_w / z₂ = 1,6 ^. 280 / 40 = 11,2

Коэффициент диаметра червяка:

q = (0,212…0,25)· z₂ = 0,25· 40 = 10,0

Коэффициент смещения инструмента:

Далее определяем геометрические размеры червяка и колеса.

Диаметр делительных окружностей определяют по формуле:

_{d1 = q. m = 10,0 . 11,2 = 112 мм}

_{d2 = z2 . m = 40. 11,2 = 448 мм}

Диаметры вершин определим по формулам:

d_a1 = d₁ + 2 ^. m =112 + 2 ^. 11,2 = 134 мм

d_a2 = d₂ + 2 ^. m(1 + x) = 448 + 2 ^. 11,2(1 + 0) = 470 мм

Диаметры впадин найдем по формулам:

d_f1 = d₁ - 2,4 ^. m = 112 - 2,4 ^. 11,2 = 85 мм

d_f2 = d₂ - 2 ^. m(1,2 - x) = 448 - 2 ^. 11,2 (1,2 – 0) = 416 мм

Ширину зубчатых колес выбирают в соответствии с установленными эмпирическими соотношениями.

b₂ = 0,315 ∙ а_w = 0,315 ^.280 = 88 мм

Длина нарезаемой части червяка

b₁ = (10 + 5,5 · х + z₁) · m + C = (10 + 5,5 · 0 + 40) · 11,2 + 0 = 157 мм

так как х < 1, то С = 0 [5, стр.73].

Назначаем 8-ю степень точности зубчатого зацепления.

2.4 Усилия в зацеплении зубчатой передачи

Определяем числовые значения сил, действующих в зацеплении. В зацеплении действуют окружная сила F_t, радиальная сила F_r [3, табл.6.1, c.97]:

где для стандартного угла α = 20^о, tg(α) = 0,364.

2.5 Тепловой расчет редуктора

Осуществляем проверку температуры масла t_M в редукторе, которая не должна превышать допускаемой [t]_М = 80-95°С. Температура масла в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:

где t_в = 20 – температура воздуха вне корпуса;

К_t = 9-17 – коэффициент теплопередачи;

А – площадь охлаждения редуктора.

Необходимо дополнительное охлаждение редуктора в помещении.

2.6 Проверочные расчеты передачи

Определяем уточненное контактное напряжение для зубьев червячного колеса:

где К = 1,1 при V₂ > 3 м/с – коэффициент нагрузки [3, c.74]

σ_H < [σ]_H

2 МПа < 108 МПа

Так как условие выполняется, то материал колеса выбран верно и корректировка не требуется.

Допускаемое напряжение изгиба [3, c.55]:

[σ]_F = К_FL · 0,16 · σ_в = 0,3 · 0,16 · 220 = 5 МПа

Коэффициент долговечности [3, c.55]:

Определяем уточненное напряжение изгиба для зубьев червячного колеса [3, c.74]:

где Y_F2 = 1,77 – коэффициент формы зуба [3, c.75].

σ_F < [σ]_F

11 МПа < 5 МПа