Смекни!
smekni.com

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