Меню
Главная
Авторизация/Регистрация
 
Главная arrow Техника arrow ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
Посмотреть оригинал

Силы в зацеплении и расчет на прочность

В червячной передаче в полюсе зацепления действует нормально направленная к витку червяка сила Fn и сила трения FT = Fnf, Fc — векторная сумма этих сил. Составляющие этой силы — окружная Ffy радиальная Fr и осевая Fa силы. Окружная сила на червяке Ftl (рис. 10.4) равна осевой силе на червячном колесе: Ftl — Fa2 * 2Tx/dv где Тх — вращающий момент на червяке. Окружная сила на колесе Ft2 равна осевой силе на червяке Fav Ft2 Fa i = 2T2/d2y где T2 — вращающий момент на колесе. Радиальные силы *rl ^г2 ~ = Ft2 tg а; нормальная сила Fn = Ft2/(cos a cos у). По аналогии с передачей винт—гайка окружная сила на червяке связана с окружной силой на колесе соотношением Fn=F,2 tg (у + ср').

Основные виды повреждений червячных передач — это разрушение поверхности и износ бронзовых зубьев колеса,

а также заедание передачи. Это вызвано спецификой передачи, заключающейся в высокой скорости скольжения, и неблагоприятными условиями смазки. Для предупреждения заедания и износа ограничивают величину контактных напряжений. Применение антифрикционных материалов для изготовления колеса при стальном червяке снижает заедание, но не ликвидирует износ. Проектировочным для червячной передачи является расчет на контактную прочность, а расчет изгиб- ных напряжений — проверочным. Стальной червяк всегда значительно прочнее бронзового колеса, поэтому червяк на прочность не рассчитывают. В основу расчета на контактную прочность положены соотношения, используемые при расчетах на контактную прочность косозубых колес с поправками, учитывающими форму зубьев и положение контактных линий. Условие контактной прочности зуба колеса для проверочного расчета при моменте на колесе Т2 в Н • мм:

где Епр — приведенный модуль упругости; (?пр = 2Е1Е2/(Е1 + + Е2)) г2 — число зубьев колеса; Ки = Кн^KHv. Здесь Кн^ = = 1,05... 1,1 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба колеса, при хорошей прирабатыва- емости и постоянной нагрузке Кн^ = 1.

Коэффициент KHvJ учитывающий дополнительную динамическую нагрузку, KHv = 1 + wHvbw/Ft2, где bw = = л^1(28)о/360° — длина зуба по дуге делительной окружности; wHv = bHg0v2 Jaw(z2/q) < wv — удельная окружная динамическая сила. При v < 3 м/с принимают КНо = 1.

Для червячных передач 8Н 0,002. Коэффициент g0, учитывающий погрешность шага в зацеплении, и предельную величину удельной окружности динамической силы wv выбирают по табл. 6.2 и рекомендациям, приведенным в разд. 6.5.

Допускаемое контактное напряжение сНР для оловянис- тпых бронз при SH 1,1 иоЯ11га = ав при числе циклов Nн = = 107 определяется из условия сопротивления контактной усталости в условиях износа, как и для зубчатой передачи (гл. 6):

где КHL = sJl07/Nhe — коэффициент долговечности; NHE — эквивалентное число циклов перемены напряжений (1,4 • 105< < NНЕ < 25* 107). Коэффициент Cv, учитывающий интенсивность износа, зависит от скорости скольжения иск:

оск, м/с.......1 2 3 4 5 6 7 >8

Cv...........1,33 1,22 1,11 1,02 0,95 0,88 0,83 0,8

При проектировочном расчете vCK определяется по формуле (10.1), а при проверочном — по формуле (10.2); затем величи- на сНР уточняется.

Наибольшее предельное допускаемое контактное напряжение для оловянистых бронз

Для безо лов янистых бронз допускаемые контактные напряжения выбираются из условия сопротивления заеданию ПРИ KHL < 1

Если при расчете условие контактной прочности не выполняется, небольшая перегрузка устраняется путем увеличения угловой ширины зуба 26 (в градусах). При значительной перегрузке нужно пересчитать основные геометрические размеры передачи при большем стандартном модуле и повторить проверочные расчеты.

После преобразования условия контактной прочности (10.1) получаем формулу для проектировочного расчета межосевого расстояния аш, мм:

Расчет начинается с выбора материала червяка и червячного колеса; далее по данным задания определяются передаточное отношение червячной передачи *, расчетный момент на колесе Т2 и допускаемое контактное напряжение материала колеса оНР. По полученному значению i — z2/zx назначается zv затем определяется z2 = zxi (z2 округляется до ближайшего целого числа).

Величины гх и q стандартизованы; zx = 1; 2; 4; q = 8; 10; 12,5; 14; 16; 20.

При проектировочном расчете принимают Кн = 1. Угловая ширина червячного венца для силовых передач (26) » » 90...100°.

После определения приближенного значения межосевого расстояния aw находится величина осевого модуля червяка (торцевого модуля червячного колеса) т > 2aw/(z2 + q), которая округляется до ближайшего большего стандартного значения ГОСТ 2144—76. Далее переходят к расчету геометрических размеров червячной передачи.

Условие изгибной прочности зуба червячного колеса:

где gf — расчетное местное напряжение изгиба у основания зуба со стороны растяжения; YF — коэффициент формы зуба, который выбирается по табл. 10.2 в зависимости от числа зубьев эквивалентного колеса: zv = z2/cos3 у, где у = arctg (zx/q);

Уг

Yf

Yf

Y F

Yf

2*

Yf

Yf

Zv

Yf

20

1,98

26

1,85

30

1,76

35

1,64

40

1,55

50

1,45

80

1,34

150

1,27

24

1,88

28

1,80

32

1,71

37

1,61

45

1,48

60

1,40

100

1,30

300

1,24

тп = т cosy— модуль в нормальном сечении; wF — удельная расчетная нормальная сила при расчете на изгиб, wF =

= FпКF/lz = Ft2KF/(y3d, cos ал). Здесь Fn = Ft2/(cos у cos ал); суммарная длина контактных линий /z = l^dj/cos у; коэффициент нагрузки KF = Кн. Приближенные значения KF^ = ~ Kfo ~ КHv*

Подставляя выражение в формулу (10.7), получаем

Допускаемое напряжение изгиба для бронзовых колес нереверсивных червячных передач

где ат, ав — пределы текучести и прочности бронзы при растяжении; KFL = 9Jl06/NFE — коэффициент долговечности при расчете на изгибную прочность; NFE — эквивалентное число циклов нагружения при расчете на изгибную прочность (10*fe< 25-107).

В реверсивных передачах значения допускаемого напряжения aFp снижаются на 20%.

Если условие изгибной прочности не выполняется, необходимо повторить проверочные расчеты передачи при большем значении стандартного модуля.

При значительных тепловыделениях, обусловленных низким КПД передачи, защитные свойства смазки ухудшаются и может произойти заедание зубьев. Поэтому расчет на контактную прочность необходимо дополнить еще и тепловым расчетом с проверкой максимальной температуры нагрева масла.

Расчет при установившемся тепловом состоянии проводят на основе теплового баланса, т. е. приравнивают тепловыделение теплоотдаче. Из уравнения теплового баланса можно определить рабочую температуру масла, сравнить ее величину с допустимым значением для температуры [5]. В случае превышения допустимых значений температуры необходимо увеличить площадь теплоотдачи за счет оребрения поверхности корпуса или использовать специальные устройства.

 
Посмотреть оригинал
Если Вы заметили ошибку в тексте выделите слово и нажмите Shift + Enter
< Предыдущая   СОДЕРЖАНИЕ   Следующая >
 

Популярные страницы