4.2.3 Межосевое расстояние

,

где: К_а=610 для эвольвентных, архимедовых и конвалютных червяков [8, c. 352];

где: - коэффициент деформации червяка, принимаем=86;

x - коэффициент зависящий от режима нагружения x=0.6;

Полученное расчётом межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного числа: [15, с. 53]

4.2.4 Основные параметры передачи

Рисунок 4.3 – Геометрические параметры червячной передачи

Число зубьев колеса:

Предварительные значения:

модуля передачи [14, c. 241]:

коэффициента диаметра червяка [14, c. 241]:

Коэффициент смещения [14, c. 242]: .

Угол подъёма линии витка червяка:

на делительном диаметре [14, c. 240]:

Фактическое передаточное число: .

4.2.5 Размеры червяка и колеса

Диаметр делительный червяка [14, c. 240]:

Диаметр вершин витков [14, c. 240]:

Диаметр впадин [14, c. 240]:

Длина b₁ нарезанной части червяка [8, c. 343, табл. 12.3]

Диаметр делительный колеса [14, c. 241]:

Диаметр вершин зубьев [14, c. 241]:

Диаметр впадин [14, c. 241]:

Диаметр колеса наибольший [8, c. 343, табл. 12.4]:

где: k=2 для передач с эвольвентным червяком;

Ширина венца [8, c. 343, табл. 12.4]:

4.2.6 Проверочный расчёт передачи на прочность

Определяем скорость передачи в зацеплении [14, c. 241]:

где: - начальный угол подъёма витка;

- окружная скорость на начальном диаметре червяка, м/с [14, c. 241];

Вычисляем расчётное напряжение [14, c. 246]:

,

где: Z_=170 - для эвольвентных, архимедовых и конвалютных червяков;

К=К_НК_Н - коэффициент нагрузки;

При обычной точности изготовления и выполнении условия жёсткости червяка принимаем: К_Н=1;

- коэффициент концентрации нагрузки [8, c. 352]:

где: - коэффициент деформации червяка, принимаем=163;

x - коэффициент зависящий от режима нагружения x=0.6;

Недогрузка

4.2.7 Кпд передачи

Коэффициент полезного действия червячной передачи [8, c. 347]:

где: _w - угол подъёма линии витка на начальном цилиндре;

 - приведённый угол трения, определяемый экспериментально с учётом

относительных потерь мощности в зацеплении, в опорах и на перемешивание масла. Значение угла  трения между стальным червяком и колесом из бронзы (латуни, чугуна) принимаем в зависимости от скорости скольжения _ск: =1,25^о.

4.2.8 Силы в зацеплении

Рисунок 5 – Силы в червячной передаче

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке [8, c. 350]:

;

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе [8, c. 350]:

;

Радиальная сила [8, c. 350]:

;

где: угол =20⁰.

4.2.9 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба:

где: - нормальный модуль:

Y_F - коэффициент формы зуба колеса, который выбирают в зависимости от [8,c. 353], принимаем: Y_F=1,48;

4.2.10 Тепловой расчёт

Червячный редуктор в связи с невысоким К.П.Д. и большим выделением теплоты проверяют на нагрев:

Мощность (Вт) на червяке:

Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения [8, c. 357]:

где: 0,3 - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;

А – площадь поверхности охлаждения, из компоновочной схемы редуктора принимаем ориентировочно А=20а²/10⁶=0,512 м²

[t]_раб=95-110^оС – максимальная допустимая температура нагрева масла (зависит от марки масла).

К_Т=15-30 Вт/(м^2оС) - коэффициент теплоотдачи корпусов при естественном охлаждении (большие значения при хороших условиях охлаждения).