Расчет и проектирование червячного редуктора (стр. 2 из 5)
Проверим напряжение изгиба
- [№3 с185] 
Т.к.
=7,72(МПа) << 
=51,22(МПа) – прочность колеса обеспечена.Определим другие основные размеры червяка и червячного колеса.
а) Червяк:
Диаметр внешних витков: [№3 с.178]
(мм.)Диаметр впадин:
[№3 с.178] 
(мм.)Длина нарезанной части червяка (при числе заходов Z1=2):
(№3 с.178) 
(мм.)Т.к. червяк шлифованный принимаем b1=187,6+35=222,6(мм.) [№3 с.178]
b) Червячное колесо:
Делительный диаметр
[№3 с.178] 
(мм.)Диаметр вершин зубьев в среднем сечении:
[№3 с.178] 
(мм.)Диаметр впадин в среднем сечении:
[№3 с.178] 
(мм.)Наибольший диаметр червячного колеса:
[№3 с.178] 
(мм.)Ширина венца:
[№3 с.179] 
(мм.)Окончательно проверим зубья колеса на контактную усталость по условию:
[№3 с185] (т.е значение 
должно лежать в интервале 126…147(МПа) )и формуле:
(№3 с.185) 
(Па)=141,3(Мпа)Т.к.
- прочность зубьев на контактную усталость обеспечена.По рекомендации [№1 с.251] выполним червячное колесо составным. Венец и центр литые: венец – бронза, центр – чугун СЧ15-32.
Соединение венца с центром осуществляется отливкой венца в литейную форму, в которой заранее установлен чугунный центр колеса.
Силы, действующие в зацеплении червячной передачи.
Fа – осевая сила, Ft – окружная сила, Fr – радиальная сила, Т1 – вращающий момент на червяке, Т2 – вращающий момент на червячном колесе.Окружная сила на червяке (Ft1) , численно равная осевой силе на червячном колесе (Fa2):
(№3 с.182) 
(Н)Осевая сила на червяке(Fa1), численно равная окружной силе на червячном колесе(Ft2):
(№3 с182) 
(Н)Радиальная сила(Fr), раздвигающая червяк и червячное колесо:
[№3 182] , где a – угол профиля витка червяка в осевом сечении: 
[№3 с.178] 
(Н)Проверка червяка на прочность и жесткость.
При проверочном расчете тело червяка рассматривают как цилиндрический брус круглого сечения, лежащий на двух опорах и работающий на изгиб и кручение:Где: Fа – осевая сила, Ft – окружная сила, Fr – радиальная сила, Т1 – вращающий момент,
– расстояние между опорами, по рекомендации [№3 с.187] принимаем = (0,8…1,0)d2 , тогда =560мм. 
[№3 с.187] 
(Нм) 
[№3 с.187] 
(Нм) 
[№3 с.187] 
(Нм)Из эпюр изгибающих моментов видно, что опасным будет сечение в середине пролета, и что результирующий изгибающий момент в этом сечении равен:
[№3 с.186] 
(Нм)Максимальные напряжения изгиба:
[№3 с186] 
(Па) = 10,53 МПаМаксимальные напряжения кручения:
[№3 с.186] 
(Па) =1,03(МПа)Условие прочности:
[№3 с186], где 
= 45…60(МПа) – допускаемое напряжение изгиба для стального червяка [№3 с.186] 
(МПа)Т.к.
=45…60 (МПа) > 
=10,68(МПа) – условие выполняется.Максимальный изгиб (стрела прогиба):
[№3 с.187],где
- равнодействующая окружной и радиальной силы [№3 с.187], 
(Н) 
- осевой момент инерции червяка [№3 с.187] 
(Н*мм)Е – модуль продольной упругости материала червяка, для стали 45х, закаленной до твердости Н=45HRCэ
(МПа) [№1 с.87]. 
(мм)Условие жесткости червяка:
[№4 ф. 1.56] 
(мм)Т.к.
- условие выполняется.Предварительный расчет валов.
а) Тихоходный вал.
По рекомендации $12.2 [№3 с.225], для компенсации напряжений изгиба и других неучтенных факторов принимаем для расчета значительно пониженные значения допустимых напряжений кручения. Т.о. диаметр вала определится из условия прочности:
[№4 с.53 ф.3.22], где Т – крутящий момент на валу, 
- допускаемое напряжение на кручение.По рекомендации [№3 с.225] принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда
(МПа) [№4 с.53] 
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Rа40 [№3 с.226] , тогда
(мм) – диаметр вала в месте посадки подшипника, 
(мм) - диаметр вала в месте посадки шестерни, 
(мм) - диаметр вала в месте посадки звездочки.Определим длину ступицы:
[№4 с.53] 
(мм),