Геометрические размеры червяка и червячного колеса
Геометрические размеры червячной передачи можно принимать по данным табл. 21.
Таблица 21
Геометрические размеры червячной передачи
Размеры червяка, мм | Размеры червячного колеса, мм |
1 | 2 |
d1 = mq | d2 = mz1 |
dw1 = mq | dw2 = mz2 |
da1 = m(q+2) | da2 = m(z2+2) |
Продолжение табл. 21
1 | 2 |
da1 = m(q+2) | df2 = m(z2+2) |
df1 = m(q-2,4) | df2 = m(z2+2,4) |
b1 = (табл. ) | dam2 ,b2 (табл. ) |
Таблица 22
Длина нарезной части червяка b1, ширина венца b2 и наибольший диаметр червячного колеса dam2, мм
Коэффициент смещения, ξ | Число заходов червяка, Z1 | ||
Z1=1 | Z2=2 | Z3=4 | |
+ 0,5 | b1≥(11+0,10Z2)m | b1≥(12,5+0,1Z2)m | |
0 | b1≥(11+0,06Z2)m | b1≥(9,5+0,09Z2)m | |
– 0,5 | b1≥(8+0,06Z2)m | b1≥(10,5+Z1)m | |
daw2 | ≤de2+2m | ≤de2+1,5m | ≤ de2+m |
b1 | ≤0,75da1 | ≤0,67da1 |
Проверка напряжений изгиба
Окружная сила в зацеплении:
, Н; (5.14)
где М2 – крутящий момент на червячном колесе, Нмм.
Удельная окружная динамическая сила:
, Н/мм (5.15)
Расчетные напряжения изгиба зуба червячного колеса:
, МПа (5.16)
где YF – коэффициент формы зуба (табл. 23)
Таблица 23
Значение коэффициента YF , учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений в зубе червячного колеса
Z, (ZV) | 26 | 28 | 30 | 32 | 35 | 37 | 40 | 45 | 50 | 60 | 80 | 100 | 150 | 300 |
YF | 1,85 | 1,8 | 1,76 | 1,71 | 1,64 | 1,61 | 1,55 | 1,48 | 1,45 | 1,4 | 1,34 | 1,3 | 1,27 | 1,24 |
Силы, действующие в червячном зацеплении
|
|
Окружное усилие на червяке:
, Н (5.17)
Окружное усилие на червячном колесе:
, Н (5.18)
Радиальное усилие на червяке:
, Н (5.19)
Радиальное усилие на червячном колесе:
, Н (20)
Осевое усилие на червяке:
, Н (21)
Осевое усилие на червячном колесе:
, Н; (22)
где a - угол зацепления, a = 200; ρ – угол трения, зависит от скорости скольжения Vs, ρ =arc tgf , f – коэффициент трения, (табл. 24); γ – угол подъема витков червяка, tg γ=Z1/q.
Таблица 24
Зависимость коэффициента трения f
от скорости скольжения Vs, м/с
(червяк стальной, колесо из оловянистой бронзы)
Vs, м/с | 0,1 | 0,25 | 0,5 | 1,0 | 1,5 |
f | 0,08–0,09 | 0,065–0,075 | 0,55–0,65 | 0,045–0,056 | 0,04–0,05 |
Продолжение табл. 24
Vs, м/с | 2 | 2,5 | 3 | 4 | 7 | 10 |
f | 0,035–0,045 | 0,03–0,04 | 0,028–0,035 | 0,023–0,03 | 0,018–0,026 | 0,016–0,024 |
Последовательность расчета планетарных передач
|
|
Общие вопросы
Расчет на прочность планетарных передач ведут по формулам для цилиндрических зубчатых передач (раздел 3). Расчет выполняют для каждого зацепления. Например, в передаче, изображенной на рис. Необходимо рассчитать внешнее зацепление колес 1 и 2 (солнечное колесо и сателлиты) и внутреннее – колес 2 и 3 (сателлиты и корончатое колесо). Так как модули и силы в этих зацеплениях одинаковы, а внутреннее зацепление по своим свойствам прочнее внешнего, то при одинаковых материалах колес достаточно рассчитать только внешнее зацепление.
Расчет ведут в последовательности, изложенной в разделе 3, с некоторыми особенностями, отмеченными ниже.
Расчет коэффициентов долговечности
При определении допускаемых напряжений коэффициенты долговечности КHL и KFL определяют по числу циклов Nэкв изменения напряжений зубьев за весь срок службы при вращении колес только относительно друг друга.
Для солнечной (ведущей) шестерни
= n1- nH ,
где n1 – действительное число оборотов солнечной шестерни относительно стойки; nH – действительное число оборотов водила относительно стойки.
|
|
Для сателлитов
= n2 - nH или =
где n2 – действительное число оборотов сателлита относительно стойки; nH – действительное число оборотов водила относительно стойки; Z1 – число зубьев солнечной шестерни; Z2 – число зубьев сателлита.
Подбор чисел зубьев планетарной передачи
При расчете чисел зубьев планетарной передачи необходимо обеспечить условия соосности, сборки и соседства.
Условие соосности заключается в равенстве межосевых расстояний аw зубчатых пар с внешним и внутренним зацеплением. Для некоррегированных колес:
аw = 0,5 (d1 + d2) = 0,5(d3 –d2), (6.1)
поскольку в зацеплении участвуют колеса с одинаковым модулем, имеем:
Z2 = 0,5 (Z3 – Z1) (6.2)
Задаются числом зубьев солнечной (ведущей) шестерни из условия неподрезания ножки зуба, принимая для неё Z1 ≥ 17. Число зубьев неподвижного корончатого колеса находят по формуле:
Z3 = Z1(U – 1) (6.3)
Полученные числа зубьев проверяют по условиям сборки и соседства.
Условие сборки требует, чтобы во всех зацеплениях центральных колес сателлитами имело место совпадение зубьев со впадинами, в противном случае собрать передачу невозможно. Установлено, что при симметричном расположении сателлитов условие сборки удовлетворяется, если сумма зубьев центральных колес (Z1 + Z3) кратна числу сателлитов с = 2…6 (обычно с = 3), т.е.
|
|
целое число.
Условие соседства требует, чтобы сателлиты при вращении не задевали зубьями друг друга. Для этого необходимо, чтобы сумма радиусов вершин зубьев соседних сателлитов, равная da2 = (Z2 +2), была меньше расстояния определенного расстояния l :
da2 <l =2 aw sin(π/c), (6.4)
где aw – 0,5 m(Z1 +Z2).
Из этого выражения следует:
Z2 +2 < (Z1 + Z2) sin (π/c). (6.5)
Межосевое расстояние
Межосевое расстояние прямозубой планетарной передачи пары колес внешнего зацепления (солнечной шестерни с сателлитом) определяется зависимостью:
, МПа (6.6)
где U1 – передаточное число рассчитываемой пары зубчатых колес, U1 = Z2/Z1; Кс – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами, Кс = 1,1…1,2; с – число сателлитов; ψа – коэффициент ширины зуба, при U1≤ 6,3 принимают ψа = 0,5, а при U1> 6,3 ψа = 0,4.
Полученное значение аw округляют до стандартного значения.
Дата добавления: 2018-05-12; просмотров: 984; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!