«Расчёт привода. Вариант Д 3.9.4.1.»

3. Определение допускаемых напряжений

3.1.Допускаемые контактные напряжения:

По справочным таблицам выпишем механические характеристики материала червячного колеса: предел прочности σВ = 392 МПа; предел текучести σТ = 196 МПа; допускаемые напряжения [σ0F]' = 98 МПа, [σ-1F]' = 75 МПа.

Расчетные значения допускаемых напряжений изгиба:

[σ0F] = [σ0F]'KFL;

[σ-1F] = [σ-1F]'KFL.

где KFL - коэффициент долговечности = 0,543.

[σ0F] = 98•0,543 = 53,3 МПа;

[σ-1F] = 75•0,543 = 40,7 МПа

По таблицам выберем допускаемое контактное напряжение, которое также является и расчетным: для венца червячного колеса БрА9ЖЗЛ и червяка из стали твердостью выше HRC 45 [σH] ≈ 150 МПа.

Предельные допускаемые напряжения при пиковых нагрузках для безоловянной бронзы:

[σH]пред = 2σТ = 2•196 = 392 МПа;

[σF]пред = 0,8σТ = 0,8•196 = 157 МПа.

Зубья червячных колес рассчитывают так же, как и зубья зубчатых колес - на контактную выносливость и на выносливость при изгибе; расчет на контактную прочность должен обеспечить не только отсутствие выкрашивания рабочих поверхностей зубьев, но и отсутствие заедания, приводящего к задирам рабочих поверхностей зубьев.

После окончательного установления параметров зацепления следует уточнить коэффициент нагрузки и допускаемое напряжение (если оно зависит от скорости скольжения) и проверить расчетные контактные напряжения.

При стальном червяке и червячном колесе, изготовленном из чугуна или имеющем бронзовый венец:

σ_Н =173 МПа≤[〖σϬ〗_H ]=179 МПа

Проверим полученный результат:

Δ = (173-179)/179 100%=3,35%

Полученное расчетное значение Ϭн превышает значение [σϬ_H ] не более 5%. Результат считается удовлетворительным.

3.2. Расчет червячной передачи.

Число витков червяка z1 = 4.

Число зубьев червячного колеса:

z2 = z1u = 4•8 = 32

Принимаем z2 = 32. При этом u = z_2/z_1 = 32/4 = 8.

Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении V = 5 м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [σH] = 155 МПа. Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы [σ0F] = KFL•[σ0F]'. В этой формуле KFL = 0,543 при длительной работе, когда число циклов нагружения зуба NΣ > 25•107; [σ0F]' = 98 МПа.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 8. Примем предварительно коэффициент нагрузки К = 1,2.

df2 = d2 - 2,4m = 118,4 мм

- наибольший диаметр червячного колеса:

daM2 ≤ da2 + 6m/(z_1+ 2) = 140 мм

- ширина венца червячного колеса:

b2 ≤ 0,67da1 = 26,8 мм

примем b2 = 27 мм.

Окружная скорость червяка:

v_1= (〖πd〗_1 n_1)/60= (3,14∙0,032∙478,3)/60 = 0,8 м/с

Скорость скольжения:

v_s= v_1/cosγ = 0,8/cos〖〖26〗^0 34'〗 = 0,89 м/с

при этой скорости [σH] = 179 МПа.

Отклонение (173-179)/179•100% = 3,35%; к тому же межосевое расстояние по расчету было получено aw = 78,63 мм, а после выравнивания m и q по стандарту было увеличено до aw = 80 мм, т.е. не более чем на 10%, и перерасчет aw делать не надо, необходимо лишь проверить σH. Для этого уточняем формулу КПД редуктора:

при скорости v_s= 0,89 м/с приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка f1 = 0,05 и приведенный угол трения ρ1 = 20451.

Выбираем 7-ю степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности Kv = 1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

Kβ = 1 + (z_2/θ )^3 (1-x) = 1,02

где θ - коэффициент деформации червяка = 86;

x - вспомогательный коэффициент = 0,6.

Коэффициент нагрузки для червячных передач:

K = KβKv = 1,02•1,1 = 1,12

Проверяем контактное напряжение:

σн = 170/(z_2/q)√(T_2 K(z_2/q+ 1)^3)/(a_w^3 ) = 352 МПа < [σн] = 392 МПа

6. Анурьев В.И. «Справочник конструктора – машиностроителя», 7–е изд., в 3–х тт. — М.: Машиностроение 1992.

7. Иванов М.Н. «Детали машин. Учебник для машиностроительных специальностей вузов», М.: Высшая школа, 2008 – 410 с.

8. Рябов В.А. «Общий расчет привода. Методические указания к курсовому проектированию для студентов всех машиностроительных специальностей», М.: МГТУ «Мами», 1998 – 20 с.