3.2. Червячные передачи

3.2.1. В проектировочном расчете скорость скольжения v_S , м/с, ориенти-ровочно определяют по формуле :

v_S = 4,510^-4n₁(T₂)^{1/ 3} , (3.8)

где n₁ – частота вращения червяка, мин^-1;

T₂ - вращающий момент на колесе, Нм.

3.2.2. Допускаемые напряжения для расчета зубьев червячного коле-са на сопротивление усталости находят по формулам, приведенным в табл.3.4 [2, c.241].

Таблица 3.4. Допускаемые напряжения _НP и _FP червячных передач, МПа

Группа	Для расчета зубьев на сопротивление усталости
материала	контактной	изгибной
I	НP = CvНP0(10^7/ NHE2)^1/8	FP = FP0(10^6 / NFE2)^1/9
	НP0 = (0,75…0,9) В	FP0 = 0,25Т+ 0,08В
II	НP = 300 – 25vS	FP0C = 0,16В
III	НP = 210 – 35vS	FP = 0,2ВИ
		FPC = 0,12ВИ

В табл.3,4 :

C_v – коэффициент, учитывающий интенсивность износа материала группы I:

vS, м/с, не более …...	1	2	3	4	5	6	7	 8
Cv ………………….	1,33	1,21	1,11	1,02	0,95	0,88	0,83	0,8

_НP0, _FP0 – допускаемые напряжения, соответствующие базовым числам цик-

лов N_Нlim2 = 10⁷ и N_Flim2 = 10⁶, где у _НP0 = (0,75…0,9)_В большие значения для червяков с твердыми ( Н  45 HRC_Э) шлифованными и полированными витками;

_FP0C , _FPC – это то же, что _FP0 , _FP, но для реверсивной передачи;

_В, _Т – пределы прочности и текучести по табл.1.2;

_ВИ – предел прочности чугуна на изгиб;

N_HE2, N_FE2 – эквивалентные числа циклов перемены напряжений для зубьев

колеса.

4. Коэффициенты расчетной нагрузки

4.1. Зубчатые передачи

4.1.1. По ГОСТ 21354 коэффициенты расчетной нагрузки K_H и K_F пред-ставляют в виде произведения четырех коэффициентов :

K = K_AK_VK_K_ (4.1)

где K_A – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; в учебном проекте K_A = 1 (внешняя динамическая нагрузка учтена в циклограм-ме нагружения);

K_V - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;

K_ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагру-зки по длине контактных линий;

K_ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубья-ми в связи с погрешностями изготовления.

4.1.2. На рис.4.1 приведено условное обозначение схем цилиндрических зубчатых передач (по данным МГТУ им. Н.Э. Баумана)..

Рис.4.1. Схемы зубчатых передач к табл.4.1 и 4.5

4.1.3. Рекомендуемые [2, c.155], [4, c.70], [5, c.17] значения коэффициентов рабочей ширины зубчатых венцов по межосевому расстоянию (_ba = b_w / a_w) и по диаметру шестерни (_bd = b_w / d₁) приведены в табл.4.1.

Таблица 4.1. Коэффициенты _ba и _bd

Схема в соответствии с рис.4.1	Н1 и (или) Н2  350 НВ		Н1 и Н2  350 НВ
	ba	bd	ba	bd
1 и 2 – консольная	0,2…0,25	до 0,8	0,2…0,25	до 0,6
4 – несимметричная	0,28…0,4	до 1,4	0,25…0,315	до 1,2
5 и 6 – несимметричная	0,28…0,4	до 1,6	0,28…0,355	до 1,4
7 и 8 – симметричная	0,315…0,5	до 1,6	0,315…0,4	до 1,6
7 и 8 – шевронная	0,4…0,63	до 2,0	0,4…0,5	до 1,8
3 – раздвоенная	0,16…0,25	до 1,0	0,16…0,2	до 0,8
Примечания : 1. Коэффициенты ba в указанных в табл. интервалах выбирают по ряду предпочтительных чисел R20. 2. С увеличением твердости и передаточного числа коэффи-циенты ba следует уменьшать.

Коэффициент _bd связан с _ba зависимостью

_bd = 0,5 _ba(u  1) (4.2)

Для конических передач

_bd = b/d_m1 = K_be  u² + 1 / (2 – K_be) , (4.3)

где d_m1 – средний делительный диаметр шестерни;

K_be = b/R_e – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца по внешнему конусному расстоянию.

При K_be = 0,285 _bd = 0,166  u² + 1 (4.4)