Последовательность проектировочного расчета червячных передач

 

5.20. Для закрытых и открытых червячных передач проектным является расчет на контактную прочность.

Расчет зубьев червячного колеса на изгиб является проверочным за исклю­чением открытых передач при z ₂ ^ 80.

Исходные данные те же, что и в зубчатой передаче: передаваемая мощ­ность Р, вращающий момент Т, передаточное число и, угловые скорости валов червяка со, (частота вращения л,) и червячного колеса со₂ ( ⁿ i ) ~~ Р^е~ жим работы передачи.

Последовательность проектировочного расчета.

1. В зависимости от условий работы передачи и дополнительных требо­ваний задать скорость скольжения и выбрать материал червяка и червячного колеса (зубчатого венца), рассчитать допускаемые напряжения [ст]_яи [ a ] _F .

2. Определить передаточное число (или угловые скорости валов), а в за­висимости от передаточного числа выбрать число витков червяка Z ₁ и чис­ло зубьев колеса z ₂ . При этом принимают £₂ > 28.

3. Из условия ρ ≈ 0,25z₂ задать коэффициент диаметра червяка (ρ = 7,1 -f- 25 — оптимальные пределы), коэффициенты К_&, K_v , КПД и по формуле (5.10) определить межосевое расстояние из условия контактной прочности.

4. Определить модуль зацепления т и округлить его до ближайшего стандартного значения (см. табл. 5.1).

5. В зависимости от полученного модуля т уточнить межосевое рас­стояние по формуле а = 0,5(ρ + z ₂ )  округлив его до целого числа.

6. Произвести геометрический расчет передачи, найти d , d_a , d_f и другие раз­меры, определить ее конструктивные элементы L , В, d_{M 1} (см. шаги 5.9 и 5.10).

Тело червяка проверяют на прочность и жесткость (см. расчет валов).

7. Из условия и_ск = (0,015 ÷0,055)ω₁, (м/с) вычислить скорость скольже­ния v_CK и по табл. 5.7 определить угол трения.

8. Вычислить КПД передачи и сравнить его значение с предварительно принятым. При значительных расхождениях произвести повторный расчет передачи.

9. По окончательно установленным параметрам передачи уточнить ве­личину расчетной нагрузки, определить фактические контактные напряже­ния и сравнить их с соответствующими допускаемыми значениями (допус­кается недогрузка не более 10 % и перегрузка до 5 %).

10. Определить число зубьев эквивалентного колеса z_v , по табл. 5.5 вы­брать коэффициент формы зуба Y_F , по формуле (5.11) рассчитать фактиче­ские напряжения изгиба в зубьях колеса и сравнить их с допускаемыми.

11. По формуле (5.13) провести тепловой расчет передачи.

5.22. Ответить на вопросы контрольной карточки 5.2.

 

Контрольная карточка 5.2

Вопрос	Ответы	Код
Покажите формулу проектировочного расчета на прочность силовой закрытой червячной передачи		1     2     3     4
Какова цель теплового расчета червячной передачи (редуктора)?	Уменьшить опасность заедания Снизить изнашивание зубьев из-за пере­грева масла и потери им вязкости Ликвидировать усталостное выкрашивание Предохранение от излома зубьев	5   6 7 8
Как рассчитывают открытые червячные передачи?	По напряжению изгиба По контрактным напряжениям  На нагрев	9 10 11
Какой параметр определяют при проект­ном расчете червячной передачи по на­пряжениям изгиба?	aw   m σF   σн	12 13 14 15
Выберете допускаемое напряжение на изгиб cfo (МПа) для реверсивной чер­вячной передачи. Материал червячного колеса БрО10Ф1 (изготовлено литьем ко­киль). Твердость поверхности червяка HRC < 45	29 36 40 42 50 52	16 17 18 19 20 21

Ответы на вопросы

5.1. Для передачи вращения между валами, оси которых скрещиваются, приемлемы цилиндрическая винтовая и коническая гипоидная передачи.

5.2. На рис. 5.3, б показан конволютный, на рис. 5.3, а — архимедов червяк; на рис. 5.3, в — эвольвентный, на рис. 5.4 — глобоидный.

5.3. На рис. 5.2 показаны цилиндрические червячные передачи.

5.4. Червяк в глобоидной передаче охватывает колесо по дуге (сравните рис. 5.2 и рис. 5.4), поэтому при одних и тех же габаритных размерах в за­цеплении одновременно находится большее число зубьев, чем в обычной цилиндрической червячной передаче, поэтому глобоидные передачи могут передать при одних и тех же габаритных размерах большую мощность.

5.5. Корригирование применяют в червячных передачах в основном для варьирования межосевым расстоянием, а в зубчатых передачах, например, во избежание подрезания зубьев при z_t ^ z_min -

На рис. 5.1 а — межосевое расстояние.

5.6. Не рекомендуется. Только для неответственных тихоходных пере­дач для изготовления червяков применяют серый чугун, для экономии цветных сплавов в неответственных (несиловых) передачах с колесами большого диаметра червяк изготовляют из бронзы.

5.7. Число зубьев колеса червячной передачи для данного примера z ₂ = _{Z ]} . и = 2 • 40 = 80.

5.8. Преимущества червячных передач описаны в шаге 5.8; кроме пере­численных в шаге 5.8, — постоянство передаточного числа.

5.9. р — расчетный шаг червяка (зубьев червячного колеса); q — коэф­фициент диаметра червяка; у — угол подъема витка червяка.

5.10. Делительный диаметр червяка определяется произведением моду­ля зацепления на коэффициент диаметра червяка, т. е. d_i = mq \ для червяч­ного колеса — произведением модуля на число зубьев колеса, т. е. d ₂ = mz ₂ . В зубчатых передачах d_x = mz_x , d ₂ = mz ₂ , где z _{ и z ₂ — числа зубьев соответст­венно шестерни и колеса.

5.12. Виды разрушений зубьев для зубчатых передач — излом, выкра­шивание зубьев, изнашивание, заедание. Для закрытой зубчатой и червяч­ной передач основной вид разрушения — выкрашивание зубьев. Повыше­ние скорости скольжения приводит к проскальзыванию, а проскальзыва­ние в червячной передаче при отсутствии масляного клина повышает изнашивание зубьев червячного колеса и увеличивает склонность к заеда­нию.

5.13. Основной расчет закрытых передач с машинным приводом — рас­чет по контактным напряжениям. Расчет по напряжениям изгиба произво­дят как проверочный. Тепловой расчет червячных передач производят по­сле определения размеров корпуса редуктора при эскизном проектирова­нии (т. е. при создании чертежа редуктора).

5.15. Из формулы (3.35) проверочного расчета зубчатых передач по Контактным напряжениям (например, косозубых) следует, что возникаю­щее (расчетное) контактное напряжение а_н в цилиндрической косозубой

передаче зависит от вращающего момента Т_р, передаточного числа и, меж­осевого расстояния a_w , длины зуба Ь.

Расчетное контактное напряжение а_н червячной передачи зависит от передаточного числа и, хотя в формуле (5.9) нет этого параметра. Чем больше и, тем больше о_№ так как расчетный момент на червячном колесе

Т₂ = Т₂КЖ_и тем больше (при заданном ), чем больше и.

Параметр q - djm — коэффициент диаметра червяка (см. шаг 5.9); с увеличением q контактные напряжения снижаются.

5.17. При проверочном расчете определяют действительное напряже­ние изгиба <5 _F в зубе червячного колеса и сравнивают с допускаемым на­пряжением изгиба [a] _F для материала венца. По [ a ] _F можно выбрать и но­вый материал червячного колеса, но для этого следует проверить условие прочности по контактным напряжениям, т. е. о_н< [а]_н.

5.18. В редукторе (см. рис. 5.8) для отвода тепла предусмотрен охлаж­дающий вентилятор 1, насаженный на вал червяка 2.

5.19. КПД используется при определении расчетного момента на валу червячного колеса:

где Р, и Р₂ — мощность соответственно на ведущем и ведомом валу; г| — КПД червячной передачи; АГ_р, K_v — коэффициенты соответственно нерав­номерности нагрузки и динамический; со₂ — угловая скорость на валу чер­вячного колеса.

Лекция 3.18

Глава 6

РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

 

Общие сведения

 

6.1. Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью и может применяться для передачи движения между валами, находящимися на значительном расстоянии один от другого. Она состоит (рис. 6.1) из двух шкивов (ведущего, ведомого) и охватывающего их ремня.

Рис. 6.1. Виды ременных передач: а — открытая передача; б — перекрестная передача; в — по­луперекрестная передача (со скрещивающимися валами); г — угловая передача (с направляю­щим роликом); д — передача с нажимным роликом; е — передача со ступенчатым шкивом

 

Для нормальной работы передачи необходимо предварительное натя­жение ремня, обеспечивающее возникновение сил трения на участках кон­такта (ремень—шкив). Для создания и регулирования натяжения ремней здесь предусматриваются натяжные устройства (рис. 6.1, д и рис. 6.2). В пе­редачах без этих устройств натяжение создается за счет упругой деформа­ции ремня, надеваемого на шкивы с натягом.

Кратко поясните принцип действия натяжного устройства, показанного на рис. 6.2. Назовите основной недостаток ременных передач, не имеющих натяжных устройств.

Рис. 6.2. Регулировка натяжения ремня перемещением двигателя: / — ремень; 2 — шкив; 3 — натяжное устройство

6.2. Классификация. Ременные передачи классифицируют по следую­щим признакам.

1. По форме сечения ремня:

• плоскоременные (рис. 6.3, а);
      • клиноременные (рис. 6.3, б);

• круглоременные (рис. 6.3, в);

• с зубчатыми ремнями (рис. 6.3, д);

• с поликлиновыми ремнями (рис. 6.3, г).

Рис. 6.3. Типы ремней ременных передач: а — плоский ремень; б — клиновый ремень; в — круглый ремень; г — поликлиновый ремень; д — зубчатый ремень

2.    По взаимному расположению осей валов:

• с параллельными осями (см. рис. 6.1, а, б);}

• с пересекающимися осями — угловые (см. рис. 6.1, г);

• со скрещивающимися осями (см. рис. 6.1, в).

3.    По направлению вращения шкива:

• с одинаковым направлением (открытые и полуоткрытые) (см.
рис. 6.1, а);

• с противоположными направлениями (перекрестные), (см.
рис. 6.1, б).

4.    По способу создания натяжения ремня:

• простые (см. рис. 6.1, а);

• с натяжным роликом (см. рис. 6.1, д);

• с натяжным устройством (см. рис. 6.2).

5.    По конструкции шкивов:

• с однорядными шкивами (см. рис. 6.1, а—д);

• со ступенчатыми шкивами (см. рис. 6.1, е).

Дайте характеристику передаче, показанной на рис. 6.1, е, по перечис­ ленным признакам классификации.

6.3. Область применения. Наибольшее распространение в машинострое­нии находят клиноременные передачи (в станках, автотранспортных двига­телях и т. п.). Эти передачи широко используют при малых межосевых рас-

стояниях и вертикальных осях шкивов, а также при передаче вращения не­сколькими шкивами. При необходимости обеспечения ременной передачи постоянного передаточного числа и хорошей тяговой способности реко­мендуется устанавливать зубчатые ремни. При этом не требуется большего начального натяжения ремней; опоры могут быть неподвижными. Плоско­ременные передачи в настоящее время применяют сравнительно редко (они вытесняются клиноременными). Круглоременные передачи (как си­ловые) в машиностроении не применяются. Их используют в основном для маломощных устройств в приборостроении и бытовых механизмах (магни­тофоны, радиолы, швейные машины и т. д.).

Передаваемая мощность силовых ременных передач практически дос­тигает 50 кВт, хотя известны плоскоременные передачи мощностью и 1500 кВт. Скорость ремня v = 5 -ь 30 м/с (в сверхскоростных передачах v = 100 м/с).

В приводе автомобильного вентилятора для охлаждения радиатора при­меняют ременную передачу. Какую конкретно передачу из перечисленных в шаге 6.3 можно рекомендовать для этой цели?

6.4. Достоинства:

• возможность расположения ведущего и ведомого шкивов на больших расстояниях (что важно, например, для сельскохозяйственного ма­шиностроения) ;

• плавность хода, бесшумность работы передачи и способность предо­хранения передачи от поломки;

• возможность работы с большими угловыми скоростями;

• простота конструкции. Недостатки:

• непостоянство передаточного числа вследствие проскальзывания ремней;

• постепенное вытягивание ремней, их недолговечность;

• необходимость постоянного ухода (установка и натяжение ремней, их перешивка и замена при обрыве и т. п.);

• сравнительно большие габаритные размеры передачи;

• необходимость натяжного устройства.

---

Дата добавления: 2019-09-13; просмотров: 425; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!