К выполнению контрольной работы.

Условия задач переписываются полностью. Рисунок к задаче выполняется аккуратно карандашом с применением чертежных инструментов. Третья контрольная работа включает взаимосвязанные задачи, т.е. условие каждой последующей задачи вытекает из решения предыдущей.

В первой задаче требуется выполнить кинематический расчет привода, состоящего из электропривода и двух передач. Вторая задача – расчет одного из видов передач в закрытом исполнении (зубчатая цилиндрическая или коническая, червячная). В третьей задан проектный расчет ведомого вала редуктора и выполнение первого этапа компоновки редуктора. В четвертой задаче требуется подобрать подшипники качения для ведомого вала редуктора.

В приложениях имеются необходимые справочные и нормативные данные. При расчете принимать следующие значения КПД передач:

η_п = 0,99; η_ц.п. = 0,95; η_р.п. = 0,96; η_зуб. = 0,97; η_ч.п. = 0,77…0,85.

Следует иметь в виду, что при выборе твердости заданного материала по табл. П.3 и П.4 для определения допускаемых напряжений рекомендуется: при расчете прямозубых передач твердость материала шестерни брать на 20…30 единиц НВ больше, чем для колеса, т.е. принимать НВ₂ = НВ₁ +

+ (20…30), что обеспечивает лучшую приработку зубьев и примерно одинаковый износ шестерни и колеса. При расчете косозубых и шевронных передач НВ₂ = НВ₁ + (50…80), что позволяет существенно повысить нагрузочную способность этих передач.

Исходные данные для Р и n и кинематическую схему выбрать из

табл. 30.

Пример 16. Для привода рабочей машины, состоящей из механических передач (рис. 38), требуется определить угловые скорости и вращающие моменты на валах с учетом коэффициента полезного действия. Передаточное число редуктора и_р = 2,8. Мощность электродвигателя Р_дв = 7,0 кВт при частоте вращения n = 750 об/мин. Ресурс работы t = 25 000 ч.

Р е ш е н и е. 1. Определяем передаточное число ременной передачи без учета скольжения:

и₁ = и _р.п. =

2. Частота вращения (ведущего вала ременной передачи) электродвигателя

ω_дв =

3. Частота вращения (ведомого вала ременной передачи) ведущего вала редуктора

ω₁ =

4. Частота вращения ведомого вала редуктора

и_р = , откуда ω₁ =

5. Вращающий момент на валах:

на валу электродвигателя

М_ДВ =

на ведущем валу редуктора

и₁ = откуда М₁ = и₁ М_ДВ · η_р.п.,

где η_р.п = 0,96 – КПД ременной передачи

М₁ = 2 · 89,1 · 0,96 = 171,2 Н · м;

на ведомом валу редуктора М₂ = М₁ · и_р · η_р.п

η_р.п = 0,97 · 0,99² = 0,95 – КПД редуктора, тогда

М₂ = 171,2 ·2,8 · 0,95 = 455,4 Н · м.

Пример 17. Расчет редукторной передачи. Рассчитать закрытую косозубую цилиндрическую нереверсивную передачу общего назначения с ресурсом работы t = 25 000 ч.

Р е ш е н и е. Расчет производим по данным примера 16.

1. Момент на ведущем валу редуктора М₁ = 171,2 Н · м; момент на ведомом валу редуктора М₂ = 455,4 Н · м; передаточное число редуктора

и_р = 2,8.

2. Материал для зубчатой передачи выбираем по табл. П.4:

для шестерни (см. табл. П.4) принимаем сталь 40 × (азотирование) HRC 60…65, для колеса сталь 40 × (закалка ТВЧ), HRC 48…52.

3. Предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений N_НО =

= 10⁷. Для шестерни σ_НО1 = 1050 Н/мм². Для колеса σ_НО2 = 900 Н/мм².

[σ]_Н =

где [n] = 1,2 – коэффициент безопасности при поверхностном упрочнении зубьев; К_НL = 1- коэффициент долговечности при длительной работе редуктора 36 000 ч:

для шестерни [σ]_Н1 = 1050/1,2 = 875 Н/мм²;

для колеса [σ]_Н2 = 900/1,2 = 750 Н/мм².

5. Межосевое расстояние

а_ω = 430(и_р + 1) 430(2,8 + 1)× мм,

принимаем а_ω = 120 мм, где ψ_bа = 0,3…0,6 – коэффициент ширины колеса.

Для непрямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[σ] = 0,45 ([σ]_Н1 + [σ]_Н2) = 0,45(875 + 750) = 731 Н/мм². Принимаем коэффициент неравномерности нагрузки К_Нβ = 1 (табл. 4.4) [3].

6. Нормальный модуль определяем по эмпирическому соотношению

m_n = (0,01…0,02) · а_ω = (0,01…0,02) · 120 = 1,2…2,4 мм по ГОСТ принимаем

m_n = 2 мм, табл. П.23 [3].

7. Ширина венца зубчатого колеса b₂ = ψ_bа а_Ω = 0,32 · 120 = 39 мм.

8. Число зубьев определяем, предварительно задавшись углом их наклона β = 10°:

шестерни z₁ =

колеса z₂ = и_рz₁ = 2,8 · 31 = 87.

9. Фактическое передаточное число редуктора и_р = 87/31 = 2,8.

10. Диаметры колес. Делительные диаметры:

шестерни

d₁ =

колеса

d₂ =

Диаметр вершины зубьев d = d + 2m_n;

шестерни d_а1 = 63,28 + 2 ·2 = 67,26 мм;

колеса d_а2 = 156,74 +2 · 2 = 160,74 мм;

Диаметр впадины зубьев d_f1 = d – 2,5m_n;

шестерни d_f1 = 63,26 – 2,5 ·2 = 58,26 мм;

колеса d_f2 = 160,74 – 2,5 ·2 = 151,74 мм.

11. Силы, действующие в зацеплении:

окружная

F_t1 = F_t2 = ;

радиальная

F_r1 = F_r2 = ;

осевая

F_a1 = F_a2 = F_t tgβ = 5810 · 0,18 = 1046 H.

Пример 18. Выполнить эскизную компоновку ведомого вала и определить его основные размеры. По данным примера 17 момент на ведомом валу редуктора М₂ = 455,4 Н · м, ширина венца зубчатого колеса b₂ = 50 мм, диаметр колеса d₂ = 156,74 мм.

Р е ш е н и е. Определяем диаметр выходного конца ведомого вала:

d_b2 =

Диаметр вала подшипника принимает d_n2 = 40 мм, под зубчатое колесо

d_к = 45 мм.

ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРОВ

Эскизная компоновка выполняется 1:1 на миллиметровой бумаге в такой последовательности:

1. Для цилиндрических зубчатых передач (рис. 39, а) (прямозубая, косозубая и шевронная) построение начинают с нанесения межосевого расстояния а_ω, проведения осевых линий окружности делительных диаметров d₁ и d₂, диаметров вершин зубьев d_а1 и d_а2, линий, ограничивающих ширину шестерни В₁ и колеса В₂. Построение конических зубчатых передач (рис. 39, б) начинают с нанесения двух взаимно перпендикулярных линий. От точки пересечения О этих линий откладывают по осям вверх и вниз отрезки ОА, равные 0,5d₁, а вправо и влево – отрезки ОВ, равные 0,5d₂. Через точку А проводят горизонтальные линии до взаимного пересечения в точках С. Точки С соединяют с точкой О линиями, которые представляют собой образующие делительных конусов шестерни и колеса.

Построение червячной передачи (рис. 39, в) начинают с проведения параллельных горизонтальных линий на расстоянии, а_ω друг от друга и пересекают их перпендикулярной линией. Из точки пересечения О₂ – центра червячного колеса – описывают делительную окружность радиусом 0,5d₂. От оси червяка вверх и вниз откладывают отрезки равные 0,5d₁ , перпендикулярно которым проводят горизонтальные линии. Для второй проекции червячной передачи (рис. 39, д) на продолжении горизонтальных линий, проходящих через центр червячного колеса О₂ и оси червяка, проводят перпендикулярную линию. Из точки пересечения О₁ – центра червяка – описывают начальную окружность радиусом, равным 0,5d₁. Контур колеса определяют наибольшим диаметром d_аМ2 и шириной колеса b₂.

2. Назначают предварительные размеры отдельных участков валов.

Диаметр выступающего конца ведущего вала

d₁ =

где М₁ – вращающий момент быстроходного вала, Н·м; [τ]_к – допускаемое касательное напряжение, Н/мм².

Диаметр вала под подшипники принимают d_n1 = (1,0….1,1) d₁, а затем округляют до стандартного значения для подшипников качения 17, 20, 25,30,35, 40, 45, 50, 55, 60 и т.д через 5 мм.

В зависимости от направления нагрузки на опору выбрать тип подшипника, габаритные размеры которого принимают по табл. П.5.

3. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, зазор между торцом шестерни и контуром стенки принимают:

для цилиндрической передачи l = 0,03а_ω + 1 мм;

для конической передачи l = 0,05 R_l + 2 мм;

для червячной передачи l = 0,045а_ω + 3 мм.

Для всех редукторов l должно быть не мене 8 мм. Если l _min > 8 мм, то надо принимать фактическое значение.

При окружной скорости υ = 3…15 м/с, расстояние от контурной линии внутренней стенки корпуса наружу t = 2…3 мм, а при установке мазеудерживающего кольца t = 10…12 мм.

4. Вычерчиваем вал и контуры предполагаемых подшипников, габаритные размеры которых принимаем из соответствующих таблиц (П.5). Для ведомых валов с малой окружной скоростью принимаем консистентную смазку и для предотвращения ее вытекания на валах устанавливаем мазеудерживающие кольца. Путем замера находим расстояние между серединами подшипников качения.

К примеру 18 принимаем радиальные шариковые подшипники, диаметр вала d_n = 40 мм. Подшипник легкий, серии 308, имеет следующие параметры: d = 40 мм, D = 90 мм, B = 23 мм. при динамической грузоподъемности C = 31,3 кН, С₀ = 22,3 кН (см. табл. П.5).

Пример 19. Подобрать подшипники качения для ведомого вала редуктора (рис. 40). Силы в зубчатом зацеплении: окружная F_l = 5810 Н, радиальная F_r = 2158 Н, осевая F_а = 1046 Н, частота вращения вала (см. пример 16) ω₂ = 14 рад/с. Делительный диаметр колеса d₂ = 156,74 мм. Диаметр вала в месте посадки подшипника 40 мм. Расстояние между серединами подшипников 98 мм.

Результаты расчета основных параметров косозубой передачи водим в таблиц (табл. 23).

Таблица 23

Наименование параметра и его единица	Обозначение и числовое значение параметра	Наименование параметра и его единица	Обозначение и числовое значение параметра
Мощность на ведущем валу, кВт	Р = 7 · 103	Передаточное число	ир = 2,8
Угловая скорость валов, рад/с:		Модуль нормальный, мм	mn = 2
Ведущего Ведомого	ω1 = 39,2 ω2 = 14	Диаметры делительных окружностей, мм:
Номинальный момент на ведущем валу, Н · м	М1 = 171,2	шестерни колеса	d1 = 63,28 d2 = 156,74
Межосевое расстояние, мм	аω = 120	Ширина венца зубчатого колеса, мм	b2 = 38
Число зубьев:		Угол наклона зубьев, град.	β = 10º
шестерни колеса	z1 = 31 z2 = 28	Силы, действующее в зацеплении, Н:
Допускаемое напряжение, Н/мм2 для шестерни для колеса	[σ]II1 = 876 [σ]II2 = 458	окружная радиальная осевая	Fl = 5810 Fr = 2158 Fа = 1046

Р е ш е н и е. Определяем реакции опор от сил, действующих в вертикальной плоскости:

Σ М_А = 0; F_rL/2 + F_аd₂/2 – R_ВуL = 0;

Σ М_В= 0; R_АуL + F_аd₂/2 – F_rL/2 = 0;

R_Ау =

R_Ву =

Реакция опор от силы F_t, действующей в горизонтальной плоскости:

R_Ах = R_Вх = .

Суммарные реакции подшипников:

R_А = Н = 2,92 кН;

R_B = 3450 Н = 3,45 кН.

Наиболее активной является опора В, поэтому по ней ведем наибольший расчет. Вычисляем отношения осевой нагрузки F_а = 1,046 кН к статической грузоподъемности С₀ = 22,3 кН для подшипника 308:

= 0,145.

По табл. П.4 [3] для F_а/С₀ = 0,045 после интерполяции коэффициент соевого нагружения е = 0,21. Определяем отношение осевой нагрузки к радиальной F_а/ R_B = 1,046/3,45 = 0,31>е, принимаем Х = 0,56, Y = 2,1,

К_б = 1,30.

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку подшипника В:

Р_Э = (R_BX + F_aY) К_ТК_б = (3,45 · 0,56 + 1,046 · 2,1) · 1,3 = 5,37 кН,

L_h = 24,7 · 10³ ч.

Долговечность данного подшипника удовлетворяет ресурсу работы редуктора (t = 25 000 ч.).

Пример 20. Расчет закрытых конических зубчатых передач. Для привода рабочей машины, состоящей из механических передач (рис. 41), требуется определить угловые скорости и вращающие моменты на валах с учетом КПД. Передаточное число редуктора и_р = 2,5; мощность электродвигателя Р = 3 кВт при частоте вращения n₁ = 950 об/мин.

Р е ш е н и е. 1. Частоту вращения ведущего вала редуктора определяем по формуле

ω₁ = 100 рад/с.

2. Передаточное число цепной передачи и_ц = z₄/z₃ = 60/20 = 3.

3. Частоту вращения ведомого вала редуктора определяем из уравнения

и_р = , откуда ω₂ = = 40 рад/с.

4. Частота вращения ведомого вала цепной передачи

ω₃ = = 13,3 рад/с.

5. Вращающий момент на ведущем валу редуктора

М₁ = Р₁/ ω₁ = 3 ·10³/100 = 30 Н ·м.

6. Коэффициент полезного действия редуктора

η_р = η3· η = 0,97 ·0,99² = 0,95.

7. Вращающий момент на ведомом валу редуктора

М₂ = и_рМ₁ · η_р = 2,5 ·30·0,95 = 71,5 Н·м.

8. Вращающий момент на валу транспортера

М_э = и₀ ·М₁ · η₀,

где η₀ – общий КПД привода η₀ = η₃ · η · η_ц = 0,97 ·0,99²·0,95 = 0,91;

и₀ – общее передаточное число, и₀ = и_р и_ц = 2,5 ·3 = 7,5,

тогда М₃ = 30 ·7,5 ·0,91=205 Н·м.

Пример 21. Определить основные размеры конической прямозубой передачи редуктора. Передача нереверсивная, общего назначения. Исходные данные для расчета – момент М₂, и_р, ω₁, ω₂ принять, исходя из результатов решения примера 20.

Р е ш е н и е. 1. По табл. 7.2 пособия [1] или по табл. 32.10 учебника [2] выбрать НВ стали 45:

для шестерни НВ 194 – 222;

для колеса НВ 180 – 192.

2. Определяем допускаемое контактное напряжение для материала колеса как менее прочного элемента передачи:

[σ]_Н2 = К_НL.

Предел контактной выносливости поверхности зубьев

[σ]_Н02 = 2НВ + 70 = 2 ·190 + 70=450 Н/мм².

Коэффициент запаса прочности [n] = (1,2…1,3) принимаем [n] = 1,2.

Коэффициент долговечности можно принять К_Н = 1, тогда

[σ]_Н2 = 347 Н/мм²

Внешний делительный диаметр колеса

dе2 = 1800 200 мм,

где К_Н – коэффициент нагрузки, принимаем 1,2 при твердости НВ 350;

М₂ – вращающий момент, Н·м; [σ]_Н – допускаемое контактное напряжение, МПа; и_р – передаточное число.

По ГОСТ 12289 – 76 табл. 4.15 [3] принимаем dе2 = 200 мм и ширину венца b = 30 мм. Число зубьев шестерни из рекомендуемого интервала

z₁ = 18…28 принимаем z₁ = 20 и определяем число зубьев колеса

z₂ = 2,5 · 20 = 50.

Внешний окружной модуль

m_е = d_е2/z₂ = 200/50 = 4 мм.

Основные геометрические параметры –

углы делительных конусов:

шестерни tg δ₁ = 1/и_р = 1/2,5 = 0,4; δ₁ = 21°50';

колеса δ₂ = 90° - δ₁ = 90° - 21°50' = 68° 10';

внешнее конусное расстояние для прямозубых передач

R_e = мм;

внешний делительный диаметр шестерни

d_е1 = m_еz₁ = 4·20 = 80;

внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса

d_ае = d_е + 2m_е cos δ;

d_ае1 = 80 + 2 · 4· 0,374 = 82,99 мм;

d_ае2 = 200 + 2 · 4· 0,936 = 208,52 мм;

Окружная сила на среднем диаметре

F_t = 825 Н.

Осевая сила на шестерне F_a1 = F_t tg α sin δ₁ = 825 · 0,364 · 0,374 =

= 110 H.

Радиальная сила на шестерне F_r1 = F_r tg α sin δ₁ = 825 · 0,364 · 0,936 = = 280 H.

Результаты расчетов основных параметров прямозубой конической передачи сводим в таблицу (табл. 24).

Таблица 24

Наименование параметра и его единица	Обозначение параметра и его размер	Наименование параметра и его единица	Обозначение параметра и его размер
Мощность на ведущем валу, кВт	Р1 = 3	Число зубьев: шестерни колеса	z1 = 20 z2 = 50
Угловая скорость ведущего вала, рад/с	ω1 = 100	Внешний окружной модуль, мм	mе = 4
Передаточное число	ир = 2,5
Момент на ведомом валу редуктора, Н·м	М2 = 71,5	Внешнее конусное расстояние, мм	Rе = 107
Допускаемое контактное напряжение колеса, Н/мм2	[σ]Н2 =374	Силы, действующие в зацеплении, Н
Внешний делительный диаметр, мм колеса шестерни	dе2 = 200 dе1 = 80	Окружная на среднем диаметре Радиальная на шестерне Осевая на шестерне	Ft = 825   Fr = 280 Fа = 110

Пример 22. Для привода рабочей машины (рис. 42) рассчитать угловые скорости и вращающие моменты на валах с учетом КПД по следующим данным: мощность электродвигателя Р₁ = 1,8 кВт, частота вращения

n₁ = 1430 об/мин. Число зубьев ведущей звездочки z₃ = 18, ведомой z₄ = 45. Передаточное число редуктора и_р = 15,5.

Р е ш е н и е.

1. Определяем угловую скорость электродвигателя:

ω₁ = = 149 рад/с.

2. Угловая скорость ведомого вала редуктора и_р = ω₁ / ω₂, откуда

ω₂ = 149/15,5 = 9,6 рад/с.

3. Передаточное число цепной передачи и_ц = z₄ /z₃, откуда

и_ц = 45/18 = 2,5.

4. Угловая скорость ведомого вала цепной передачи и = ω₂ / ω₃, откуда

ω₃ = ω₂/и_ц = 9,6/2,5 = 3,86 рад/с.

5. Вращающий момент на валу червяка

М₁ = Р₁ / ω₁ = 1,8·10³/149 = 12,1 Н · м.

6. Принимаем КПД червячного редуктора при η_р = 0,75…0,85.

7. Вращающий момент на валу червячного колеса определяем из уравнения и_р = М₂/(М₁ η_р), откуда М₂ = и_рМ₁ η_р = 15,5·12,1 ·0,85 = 159 Н·м.

8. КПД цепной передачи η_р = 0,95.

9. Момент на ведомом валу цепной передачи

М₃ = η_ц · М₂ ·и_ц = 0,95 ·159 ·2,5 = 377 Н ·м.

Пример 23. Рассчитать червячную передачу общего назначения с ресурсом работы t > 20 000 ч. Исходные данные и кинематическую схему взять из примера 22: и_р = 15,5, М₁ = 12,1 Н · м, М₂ = 159 Н · м,

ω₁ = 149 рад/с.

Ре ш е н и е.

1. Принимаем число витков червяка в зависимости от передаточного числа z₁ = 2. Рекомендуется принимать z₁ = 2 и z₁ = 4, нежелательно принимать z₁ = 1, так как при этом значении η_р = 0,5, а z₃ = 3 не стандартизовано. Следует принимать z₁ = 2 при и_р = 16…25 и z₁ = 4 при

и_р = 8…12,5.

2. Число зубьев червячного колеса z₂ = и z₁ = 2 · 15,5 = 31.

3. Коэффициент диаметра червяка q задаем из параметрического ряда:

8,0; 10,0; 12,5; 16,0; 20,0. Принимаем q = 0,25z₂ = 0,25 · 31 = 8.

4. Скорость скольжения

υ_ск = 5 ·10 ^-3 ω₁ = 5 ·10 ^-3·149 = 4 м/с.

5. Материал червячного колеса выбираем по данным табл. 25 и определяем допускаемые контактные напряжения для червячных колес из условия стойкости против заедания.

При высоких скоростях скольжения 5…25 м/с принимаем оловянную бронзу БрОФ 10 – 1 по табл. 9.3 учебника [1] и [σ]_Н определяем по формуле

[σ]_Н = 0,67 ·σ_НО.

Таблица 25

Материал венца колеса	[σ]Н Н/мм2, при скорости скольжения υ, м/с
0,25	0,5
БрАЖУ - 4Л	-
СЧ15-32					-	-	-	-

Таблица 26

1-ый ряд

2-ой ряд

-

6. Из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей зубьев червячного колеса, определяем межосевые расстояния (мм) передачи:

а_ω = 307 ,

где М₂ – момент на валу червячного колеса, Н ·м; z₂ – число зубьев колеса; q – коэффициент диаметра червяка; К – коэффициент нагрузки

К = 1,1…1,35.

а_ω = 307 = 119 мм.

Полученное значение принимаем по ГОСТ 2144 – 76 (табл. 26)

7. Осевой модуль

m = = 6,4

принимаем по ГОСТ 2144 – 76, m =6,3 мм.

8. Уточняем межосевое расстояние

а_ω = 0,5m(z₂ + q) = 0,5 ·6,3(31 + 8) =122,85 мм.

9. Определяем основные геометрические параметры червяка и колеса.

Диаметр начальной окружности червяка d₁ = qm = 8 · 6,3 = 50,4 мм

и червячного колеса d₂ = mz₂ = 6,3 · 31 = 195,3 мм.

Диаметр окружности выступов червяка

d_а1 = d + 2m = 50,4 + 2 ·6,3 = 63 мм.

и червячного колеса d_а2 = 195,3 + 2 ·6,3 = 207,9 мм.

Диаметр окружности впадин червяка

d_f1 = d – 2,4 m = 50,4 – 2,4 · 6,3 = 35,28 мм.

и червячного колеса d_f2 = 195,3 – 2,4 · 6,3 = 180,18 мм.

Наибольший диаметр червячного колеса

d_{a max} = d_a2 + 6m/(z₂ + 2) = 207,9 + 6 ·6,3/(31 + 2) = 217,35 мм.

Длина нарезной части червяка

b₁ = (11 + 0,067z₂ ) m + a = (11 + 0,067 · 31) · 6,3 + 25 = 82,4 + 25 = 107,4 мм.

(принимаем b₁ =110 мм).

Ширина венца червячного колеса b₂ ≤ 0,75 d_a1;

b₂ = 0,75 · 63 = 47 мм. (принимаем b₂ = 50 мм).

10. Окружная скорость червяка

υ₁ = ω₁d₁/2 · 10³ = 149 · 50,4/2 · 10³ = 3,75 м/с.

11. Принимаем угол подъема винтовой линии γ и угол трения ρ по табл. 27 и 28.

Таблица 27

z1	q
	3°35'35"	4°05'09"	4°45'49"	5°42'38"
	7°07'30"	8°01'48"	9°27'44"	11°18'36"
	10°37'15"	12°05'40"	14°02'10"	15°41'56"
	14°02'10"	15°56'43"	18°25'06"	21°48'05"
z1	q
	6°20'25"	7°07'30"	7°35'41"
	12°31'44"	12°02'10"	14°55'53"
	18°26'06"	20°33'22"	21°48'00"
	23°57'45"	26°33'54"	28°04' 2"

12. КПД червячной передачи

η = 0,95 = 0,83.

Таблица 28

υ, м/с	f	ρ	υ, м/с	f	ρ
0,1	0,98 – 0,09	4°34' - 5°09'	2,5	0,03 – 0,04	1°43' - 2°17'
0,5	0,055 - 0,065	3°09' - 3°43'		0,028 – 0,035	1°36' - 2°00'
	0,45 – 0,55	2°35' - 3°09'		0,023 – 0,03	1°26' - 1°43'
1,5	0,04 – 0,05	2°17' - 2°52'		0,018 – 0,026	1°02' - 1°29'
	0,035 – 0,045	2°00' - 2°35'		0,016 – 0,024	0°55' - 1°22'

13. Определяем силы, действующие в зацеплении.

Окружное усилие червячного колеса численно равно осевому усилию червяка

F_t2 = F_a1 = 2M₂/d₂ = 2 · 159 · 10³/195,3 = 1628,3 H.

Радиальные усилия колеса и червяка равны

F_r2 = F_r1 = F_t2 tg α = 1628,3 · 0,364 = 529,7 H.

Осевое усилие колеса равно окружному усилию червяка

F_a2 = F_t1 = 2М₁/d₁ = 2 · 12,1 · 10³/50,4 = 480,2 H.

Результаты расчетов основных параметров рассчитанной червячной передачи сводим в табл. 29.

Таблица 29

Наименование параметра и его единица	Обозначение параметра и его размер	Наименование параметра и его единица	Обозначение параметра и его размер
Мощность на ведущем валу, кВт	Р1 = 1,8	Угол подъема винтовой линии	γ = 14°02'10"
Угловая скорость ведущего вала, рад/с	ω1 = 149	Диаметр вершин, мм: витков	dа1 = 63
		зубьев	dа2 = 207,9
Передаточное число редуктора	ир = 15,5	Диаметр впадин, мм: витков	df1 = 35,28
Межосевое расстояние, мм	аω = 125	зубьев	df2 = 180,18
Момент на ведомом валу	М2 = 159	Длина нарезной части червяка, мм	b1 = 100
Число витков червяка	z1 = 2	Силы, действующие в зацеплении колеса, Н:
Число зубьев червячного колеса	z2 = 31	окружная	Ft2 = 1628,3
Осевой модуль зацепления, мм	m = 6,3	радиальная	Fr2 = 529,7
Делительные диаметры, мм: червяка	d1 = 50,4	осевая	Fa = 480,2
колеса	d2 = 195,3