Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии |
Расчёт геометрических размеров червяка и червячного колеса ⇐ ПредыдущаяСтр 6 из 6
1.9.1. Делительные диаметры червяка и червячного колеса
, . (33)
1.9.2. Диаметры окружностей вершин витков червяка и зубьев колеса
, . (34)
1.9.3. Диаметры окружностей впадин витков червяка и зубьев колеса
, . (35)
1.9.4. Диаметр наибольшей окружности червячного колеса
, (36)
где коэффициент - для передач с червяками всех типов кроме ZT ; для передач с червяками типа ZT коэффициент .
1.9.5. Длина нарезанной части червяка
. (37)
1.9.6. Ширина венца червячного колеса Для передач с червяками всех типов кроме ZT при и
, (38)
при . (39)
Для передач червяками типа ZT
. (40)
ПРИМЕР численногоРАСЧЁТА ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Условия задания
Требуется произвести проектный расчет одноступенчатого червячного редуктора (закрытой червячной передачи) при следующих исходных данных:
· вращающий момент на тихоходном (выходном) валу … ; · круговая частота вращения тихоходного вала …..…..…. ; · требуемое передаточное отношение ………………..…….. ; · время работы передачи (долговечность или ресурс)...….. ; · типовой режим нагружения ………………………………. ; · коэффициент перегрузки ………………….………............. . Решение
1. В соответствии с рекомендациями п. 1.1, учитывая длительную работу и силовой характер передачи, выбираем червяк типа ZI, изготовленный из стали 40Х, витки которого закалены до твердости 48…55 HRC (табл. 1), отшлифованы и отполированы.
2. По (1) рассчитываем ожидаемое значение скорости скольжения . Тогда при в качестве материала для венца червячного колеса выбираем из 2 группы материалов (табл. 2) бронзу БрА9ЖЗЛ (центробежное литьё), для которой предел прочности ; предел текучести .
3. Определяем допускаемые напряжения для выбранного материала венца червячного колеса в соответствии с алгоритмом табл. 3: · предельное допускаемое контактное напряжение ; · предельное допускаемое напряжение изгиба зубьев ; · суммарное число циклов нагружения за расчётный срок службы передачи · при типовом режиме нагружения передачи по табл. 4 определяем коэффициент ; · эквивалентное число циклов нагружения · коэффициент долговечности · допускаемое контактное напряжение
;
· допускаемое напряжение изгиба зубьев
.
4. В соответствии с рекомендациями табл. 6 при требуемом передаточном отношении принимаем число заходов червяка . Тогда число зубьев червячного колеса по формуле (2) равно . После округления до ближайшего целого числа получаем .
5. В соответствии с (3) определяем межосевое расстояние передачи
, где коэффициент концентрации нагрузки в первом приближении согласно (4) равен
с учётом его начального значения , взятого из графика на рис. 1 при и . Полученную величину межосевого расстояния округляем до ближайшего большего стандартного значения (см. – с. 8).
6. Согласно (5) осевой модуль передачи лежит в диапазоне
. По табл. 7 определяем стандартную величину модуля, входящую в данный диапазон расчётных значений. Принимаем . 7. Рекомендуемое значение коэффициента диаметра червяка рассчитываем по формуле (6) и округляем до ближайшей стандартной величины (табл. 7), соответствующей выбранному осевому модулю передачи. Принимаем Проверяем условие (7) достаточной жесткости червяка
.
Условие выполняется.
8. Коэффициент смещения рассчитываем по (8)
.
Полученное значение коэффициента соответствует требуемому ограничению .
9. Согласно (9) угол подъёма винтовой линии червяка на начальном цилиндре составляет .
10. Значение фактического передаточного отношения уточняем по (10) . Его отклонение от требуемой величины в соответствии с (11) не превышает допустимой нормы:
.
11. Используя (13) с учётом (14) определяем действительное значение скорости скольжения в зацеплении
.
12. Тогда, согласно (12), определяем КПД передачи как
,
где приведённый угол трения выбран по табл. 8 при для материалов 2 группы.
13. Силы в зацеплении в передаче рассчитываем по (15…17):
· окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке, ; · окружная сила на червяке, равная осевой силе на червячном колесе
;
· радиальные силы на червяке и червячном колесе
.
14. В связи с изменением скорости (см. п. 11 расчёта) уточняем величину допускаемого контактного напряжения в передаче (табл. 3, п.п. 11, 12)
.
15. Согласно (18) коэффициент расчётной нагрузки при определении контактной выносливости передачи
, где коэффициент концентрации нагрузки вычисляем по формуле (19) как
.
При этом коэффициент деформации червяка выбран по табл. 9 при и . Коэффициент , учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка взят из табл. 10 при . Значение коэффициента , учитывающего внутреннюю динамику передачи, выбираем в зависимости от окружной скорости червячного колеса, определяемой по формуле (20)
.
В связи с тем, что , принимаем . Окончательно имеем
.
16. В соответствии с (21) рассчитываем действующее контактное напряжение
.
17. Проверяем условие (22) контактной выносливости передачи
.
При этом отклонение
является допустимым.
18. Коэффициент расчётной нагрузки при проверке изгибной выносливости передачи принимаем согласно (23) равным аналогичному коэффициенту , используемому при расчёте передачи на усталостную контактную прочность т.е. .
19. Вычислив согласно (24) эквивалентное число зубьев
,
определяем по табл. 12 значение коэффициента формы зуба колеса. Принимаем при . 20. Действительные напряжения изгиба зубьев колеса рассчитываем по (25)
.
21. Проверяем условие (26) изгибной выносливости зубьев колеса
.
22. Проверку зубьев колеса на контактную прочность при кратковременном действии пиковой нагрузки выполняем по (27)
, где - максимальное контактное напряжение.
23. Проверка прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба при кратковременном действии пиковой нагрузки проводим по (28)
. где - максимальное напряжение изгиба зубьев.
24. Для проверки нормального теплового режима работы червячной передачи предварительно вычисляем по (29) мощность на валу червяка
.
Тогда температуру нагрева редуктора при естественном охлаждении рассчитываем согласно (30)
,
где площадь А поверхности охлаждения корпуса червячного редуктора выбираем в зависимости от его межосевого расстояния по табл. 13. Принимаем при . Коэффициент теплоотдачи при естественном охлаждении берем , принимая средние условия охлаждения. 25. Наличие нормального теплового режима передачи проверяем, используя неравенство (31) ,
где - максимально допускаемая температура нагрева смазочного масла редуктора принята минимальной из возможных значений. Следовательно, при средних условиях естественного охлаждения будет иметь место нормальный тепловой режим.
26. Расчет окончательных геометрических размеров червяка и колеса проводим в соответствии с (33…40).
· делительные диаметры червяка и червячного колеса
, ;
· диаметры окружностей вершин витков червяка и зубьев колеса
, ;
· диаметры окружностей впадин витков червяка и зубьев колеса
, ;
· диаметр наибольшей окружности червячного колеса
;
· длина нарезанной части червяка
;
· ширина венца червячного колеса при червяке типа ZI и
.
В результате проведенного проектного расчёта червячной передачи определены основные параметры червячной передачи, материалы и размеры червяка и червячного колеса. Проверочные расчёты подтвердили работоспособность спроектированной передачи в заданных исходными данными условиях эксплуатации.
ЛИТЕРАТУРА
1. Иванов М.Н. Детали машин / М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. – М.: Высшая школа, 2006.
2. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов. – М.: Издательский центр «Академия», 2006.
3. Атлас конструкций узлов и деталей машин / Под ред. О.А. Ряховского. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007.
СОДЕРЖАНИЕ
[*] Остальная часть составной конструкции колеса выполняется из чугуна или стали. |
Последнее изменение этой страницы: 2019-03-21; Просмотров: 203; Нарушение авторского права страницы