3. Проверочные прочностные расчеты

3.1. Силы в передаче

Силы в зацеплении (рис. 12.24 [1]):

окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке,

H;

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе,

Н;

радиальные силы на колесе и червяке

F_r2 = F_r1 = F_t2tg = 3220  tg 20 = 1160 Н.

При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков.

3.2. Проверка зубьев червячного колеса на контактную выносливость

Коэффициент динамичности для 7-й степени точности передачи K_ = 1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки ((4.26) [1])

где коэффициент деформации червяка при q = 10 и z₁ = 2 по табл. 4.6 [1]  = 86. Примем вспомогательный коэффициент x = 0,6 (незначительные колебания нагрузки [1, с. 65]):

Коэффициент нагрузки

K_Н = K_K_ = 1,04  1,1  1,14.

Проверяем контактное напряжение ((4.23) [1]:

Результат расчета следует признать удовлетворительным, так как расчетное напряжение ниже допускаемого на 13,4 % (разрешается до 15 %).

3.3. Проверочный расчет на контактную статическую

прочность при пиковой нагрузке

Расчетные контактные напряжения по формуле 3.21 [1]

.

Допускаемое контактное напряжение при действии пиковой нагрузки для бронзовых венцов

,

где предел текучести для бронзы Бр.А9ЖЗЛ и диаметре заготовки свыше 120 мм _т=200 МПа (табл.3.3 [1])

.

Условие прочности выполняется.

3.4. Проверка зубьев червячного колеса на изгибную

выносливость

Эквивалентное число зубьев

Коэффициент формы зуба по табл. 4.5 [1] Y_F = 2,24.

Принимаем К_F = К_Н = 1,14.

Напряжение изгиба (см.(4.24) [1])

МПа,

что значительно меньше вычисленного выше [_0F] = 53 МПа.

5. Проверочный расчет на изгибную статическую прочность

при пиковой нагрузке

Расчетные изгибные напряжения

.

Допускаемые изгибные напряжения при действии пиковой нагрузки для червячного венца

;

.

Условие прочности выполнено.

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

И КОНСТРУИРОВАНИЕ ЧЕРВЯКА И ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведомого ( вал червячного колеса)

T_k2 = T₂ = 517  10³ Нм;

ведущего (червяк)

T_k1 = T₁ = 32,4  10³ Нм;

Витки червяка выполнены за одно целое с валом (рис. 12.22 [1]).

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при [_к] = 25МПа

мм.

Но для соединения его с валом электродвигателя примем d_в1 = d_дв = 32 мм; диаметры подшипниковых шеек d_п1 = 45 мм. Параметры нарезанной части: d_f1 = 60,8 мм; d₁=80мм и d_a1 = 96 мм. Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающего к нарезке, протачивать до диаметра меньше d_f1.

Длина нарезанной части b₁ = 132 мм.

Расстояние между опорами червяка примем l₁  d_aM2 = 340мм.

Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f₁ = 90 мм.

Ведомый вал (см. рис. 12.26 [1]).

Диаметр выходного конца

мм.

Принимаем d_в2 = 48 мм.

Диаметры подшипниковых шеек d_п2 = 55 мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса d_k2 = 60 мм.

Диаметр ступицы червячного колеса

d_ст = (1,6  1,8)d_k2 = (1,6  1,8)60 = 96  108 мм.

Принимаем d_ст2 = 100 мм.

Длина ступицы червячного колеса

l_ст = (1,2 1,8)d_k2 = (1,2 1,8)60 = 72  108 мм.

Принимаем l_ст2 = 90 мм.