Детали машин 4 (стр. 3 из 9)
Yb – коэффициент, учитывающий угол наклона
Ye – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Ye= 1/e£ – для косозубой передачи, Ye = 1 для прямозубой передачи.
m выбрать по возможности меньше, z соответственно больше. m=(0,01 ... 0,02)aW. В случае открытой передачи
Расчет по модулю
Если прочность на изгиб является основным критерием работоспособности. Расчет ведется в форме определения модуля по заданным числам зубьев с последующей проверкой контактной прочности (или формула выше)
Допускаемые напряжения
Для расчета переменный режим заменяем эквивалентным.
NE = NS×mH , NFE=NS×mF, NS – суммарное число циклов = 60×n×nЗ×Lh, где
Lh – ресурс работы передачи,
nЗ– число зубьев зацеплении,
n– частота вращения.
p = qH/2, p = qF. Допускаемые контактные и изгибные напряжения устанавливаются на основе кривых усталости
NHG = 30×HB2,4, NFG = 4×106. Если NHE£NHG, то qH=6,если NHE>NHG, то qH=20.
Коэффициенты долговечности:
и 
qF = 6 для нормальных умеренных колес, qF = 9 для поверхностно-закаленных колес.
Методы повышения контактной и изгибной прочности
Для повышения контактной прочности используется:
1. увеличение твердости рабочей поверхности зубьев путем:
а) изменением материала
б) изменением режима термообработки
в) применением поверхностных обращений
2. исправление геометрического зацепления путем:
а) увеличения смещения инструмента
б) применением нестандартного зацепления
в) увеличением угла наклона зуба b
3. уменьшение расчетной нагрузки путем уменьшения коэффициента KH
Для повышения изгибной прочности применяют:
1. увеличение модуля с одновременным уменьшением числа зубьев (без подрезания)
2. применить смещение инструмента, т.е. увеличить угол зацепления £.
3. применить смещение Х для шестерни за счет колеса
4. уменьшить коэффициент KF
5. поверхностное упрочнение у корня зуба (наклеп, цементация и т.д.)
6. увеличение радиуса кривизны переходной кривой у основания зуба.
Определение основных размеров зубчатой передачи
Начальный диаметр шестерни:
Расчетная ширина колеса:
Межосевое расстояние:
Принимаем стандартное межосевое расстояние
Пересчитываем ширину колеса:
Принимаем стандартную ширину колеса.
Находим ширину шестерни:
bW1 = bW2 + 5
Определение геометрии зацепления зубчатой передачи
Модуль: m=(0,01...0,02)aW
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса: Z2 = Z1×U
Угол наклона зуба:
Осевой шаг:
Коэффициент осевого перекрытия:
eb= bW2/PX
Начальный диаметр: dW=m×z / cosbW.
Диаметр выступов: da= dW + 2m
Диаметр впадин: d f = dW – 2,5m
Коэффициент торцевого перекрытия:
ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
 | Передача вращением между перекрещивающимися валами посредством червяка и сопряженного с ним колеса. |
Червяк – винт с трапециидальной или близкой по форме резьбой
Достоинства:
– Возможность получения больших передаточных отношений
– Большая плавность работы
– Малая шумность
– Компактность
Недостатки:
– Большое трение в передачах Þ большой нагрев из-за, большого скольжения, что требует применения дорогостоящей оловянной бронзы
– Очень низкий КПД (60-95%)
– Износ зубьев
– Мощность не выше 50 кВт
Геометрия червячной передачи
Червяк является ведущим, колеса ведомым. Червячная передача бывает следующих типов:
1. Цилиндрическая – делительная и начальная поверхности червяка и колеса круговые цилиндры.
2. Глобоидные – делительная поверхность является частью вогнутой поверхности тора (глобоида)
 | Нагрузочная способность червяка выше за счет увеличения числа зубьев колеса, находящего в зацеплении с витками червяка. |
Виды цилиндрических червяков
Бывают линейчатые и нелинейчатые. Линейчатые образуются винтовым движением прямой линии, а нелинейчатые винтовым движением конической или тороидальной формы.
К линейчатым относится 3 типа:
1. Архимедов ZA
2. Эвольвентный ZJ
3. Конвалютный ZN
Нелинейные обозначаются как ZT
Геометрические параметры червяка и колеса
m – осевой модуль червяка
p = p×m – расчетный осевой шаг червяка
pX = p×z1 – ход витка (шаг винтовой линии)
g = arctg(pX/ pd1) – делительный угол подъема линии витка
Делительный диаметр червяка:
d1 = m×z1 / tgg, причем z1 / tgg = q – коэффициент диаметра червяка.
d2 = mz2 – число зубьев колеса
a = (d1 + d2) / 2 – межосевое расстояние
Кинематика червячных передач
U = w1/w2 = n1/n2 = z2/z1
За 1 оборот червяк повернется на угол y, а колесо на угол y2 = y×pX / pd2.
V1 – окружная скорость червяка на диаметре dW1, V2 – окружная скорость колеса на диаметре dW2, gW – начальный угол подъема витка
Силы червячном в зацеплении
Окружная сила червяка (касательная к начальной окружности)
Ft1 = 2000T1/dW1
Осевая червяка (вдоль оси) FX1= Ft2
Радиальная червяка (к центру окружности) FR1=FR2=Ft2×tg£,
Окружная колеса Ft2 = 2000T2/dW2
Осевая колеса FX2=Ft1.
Приведенный коэффициент
передачи и КПДчервячного редуктора
КПД в червячном редукторе определяют по зависимости
Приведенный угол трения j¢ = arctg f¢,
f¢ = f / cos £, где f¢– приведенный коэффициент трения, f – коэффициент трения.
Чем мягче материал колеса, тем более скорость скольжения, тем чище рабочая поверхность и меньше приведенный угол трения.
При j¢ > gWпередача самотормозящая gW = arctg (z1/(q+2X), где gW – начальный угол подъема витка, q – коэффициент диаметра червяка, x – коэффициент смещения. Общий КПД передачи определяется как x = xзацепления×xразбрызг. масла
Критерий рабососпособности
Работоспособность червячной передачи ограничивается:
1) стойкостью рабочих поверхностей зубьев;
2) изгибной прочностью зубьев;
3) предельной допустимой температурой масла или корпуса;
4) прочностью и жесткостью червяка.
Основные виды разрушений
1) усталостное выкрашивание
2) заедания