И НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПРИ ИЗГИБЕ

 

Зубья червячного колеса являются расчетным элементом зацепления, так как они имеют меньшую поверхностную и общую прочность, чем витки червяка.

Зубья червячных колес рассчитывают так же, как и зубья зубчатых колес — на контактную выносливость и на выносливость при изгибе: расчет на контактную прочность должен обеспечить не только отсутствие выкрашивания рабочих по­верхностей зубьев, но и отсутствие заедания, приводящего к задирам рабочих поверхностей зубьев.

Расчет на контактную выносливость ведут как проектировоч­ный, определяя требуемое межосевое расстояние:

 

(4.17)

 

где z₂ - число зубьев червячного колеса; q — коэффициент диаметра червяка; [s_н] — допускаемое контактное напряжение: Т_р2 = Т₂К — расчетный момент на валу червячного колеса;

- приведенный модуль упругости (E₁ — модуль упругости мате-

 

риала червяка, Е₂ — то же, венца червячного колеса). Формула справедлива при любых взаимно согласован­ных единицах измерения входящих в нее величин.

Формула (4.17) и приведенные ниже формулы (4.19), (4.21), (4.22) и (4.23) соответствуют наиболее распространенной форме венца червячного колеса, при которой условный угол обхвата 28 = 100° (см. рис. 4.2). При ином значении d числовые коэф­фициенты в указанных формулах следует умножить на коэф­фициент

 

(4.18)

 

Данные по выбору коэффициента нагрузки К приведены в §4.4.

В начале расчета предварительно принимают q = 8 или 10, а для слабонагруженных передач (Т₂ £ 300 Н • м) q = 12, 5 или 16.

Значения [s_н] выбирают по табл. 4.8-4.10, предварительно принимая v_s = 2, 5 ¸ 4 м/с.

Приведенный модуль упругости E_пропределяют по извест­ным значениям модулей упругости материалов червяка и венца червячного колеса. Для стали E₁ » 2, 15 × 10⁵ МПа; для чугуна Е₂ » (0, 885¸ 1, 18) 10⁵ МПа: для бронзы Е₂ »(0, 885¸ 1, 13) х 10⁵ МПа (большие значения — для твердых безоловянных бронз).

Средние значения модуля упругости чугуна и бронзы при­мерно одинаковы, поэтому для сочетания материалов стань — бронза и сталь — чугун формулу (4.17) можно упростить, введя среднее значение Е_пр » 1, 32× 10⁵ МПа:

 

(4.19)

где Т₂– в Н × мм; а_w - мм; [s_н] – в МПа.

После определения а_w следует найти модуль зацепления из соотношения

 

(4.20)

 

Полученное значение модуля округляют до ближайшего стандартного (см. табл. 4.2). Округление модуля повлечет за собой изменение межосевого расстояния. После выбора стан­дартных значений m и q необходимо вычислить фактическое значение межосевого расстояния, соответствующее принятым параметрам.

Пусть, например, при z₁ = 2, z₂ = 32 и q = 10 было получено по формуле (4.19) межосевое расстояние а_w = 78 мм. Вычисляем модуль

 

 

По табл. 4.2 принимаем m = 4 мм и убеждаемся, что при этом стандартном значении модуля имеется q = 10. Тогда меж­осевое расстояние

 

 

Желательно, чтобы окончательно принятое значение меж­осевого расстояния выражалось целым числом миллиметров (предпочтительно из стандартного ряда. табл. 4.1). Для этого в отдельных случаях (если допустимо некоторое отступление от заданной величины передаточного числа) надо увеличить или уменьшить z₂ на один-два зуба*.

Например, для получения передаточного числа 15, 5 было принято z₁ = 2; z₂ = 31; после округления параметров получено m = 5 мм и q = 10. Тогда

 

 

Целесообразно принять z₂ = 32; тогда

 

 

* Для передач, выполненных со смешением, можно получить а_w , выра­жающееся целым числом миллиметров, без изменения z₂ [10, 17].

При этом передаточное число 32 / 2 = 16.

Отклонение от заданного при до­пустимом отклонении до 4%.

Если в задании на проектирование обусловлено, что проектируемый редуктор предназначен для серийного выпуска, то следует согласовать с ГОСТом не только т и q, но и величины a_w, z₁ и z₂ (см. табл. 4.1).

Так, редуктор со стандартными параметрами по ГОСТ 2144-76 будет иметь a_w = 100 мм, т= 5 мм, q= 8, , z₁: z₂ = 32: 2.

После окончательного установления параметров зацепле­ния следует уточнить коэффициент нагрузки и допускаемое напряжение (если оно зависит от скорости скольжения) и проверить расчетные контактные напряжения.

При любом сочетании материалов червяка и колеса

 

(4.21 )

При стальном червяке и червячном колесе, изготовленном из чугуна или имеющем бронзовый венец

 

(4.22)

или

(4.23)

 

где s_н и [s_н] - в МПа: d₁, d₂, a_w — в мм и Т₂ — в Н × мм. Результат проверочного расчета следует признать неудовлет­ворительным, если s_н превышает [s_н] более чем на 5% (передача перегружена), а также в случае, если расчетное напря­жение ниже допускаемого на 15% и более (передача недогружена). В том и другом случае надо изменигь пара­метры передачи п повторить проверку напряжений.

Расчет зубьев червячного колеса на выносливость по напря­жениям изгиба (зубья колеса обладают меньшей прочностью, чем витки черняка) выполняют по формуле

 

(4.24)

 

где s_F — расчетное напряжение изгиба; Т₂ К — расчетный мо­мент на валу червячного колеса; F_t2 — окружная свла на червячном колесе: К — коэффициент нагрузки (см. § 4.4): вели­чину F_t2определяют по известному моменту на валу червяч­ного колеса:

 

Y_F — коэффициент формы зуба, принимаемый но табл. 4.5 в за­висимости от эквивалентного числа зубьев червячного колеса

 

 

x - коэффициент, учитывающий ослабление зубьев в результате износа; для закрытых передач x = 1, 0, для открытых передач x » 1, 5; [s_F] — допускаемое напряжение изгиба ([s_0F] — при ра­боте зубьев одной стороны. [s_-1F] — при работе зубьев обеими сторонами): значения приведены в § 4.4.

4.5. Коэффициент Y_F формы зуба для червячных колее

 

zv
YF	2, 43	2, 41	2, 32	2, 27	2, 22	2, 19	2, 12	2, 09	2, 08	2, 04

 

Как формула (4.24), гак и приведенная ниже формула (4.25) справедливы при любых взаимно согласованных едини­цах измерения. Целесообразно принять s_F и [s_F] в МПа; m, d₁ и d₂ в мм; F_t2в Н; Т₂ в Н • мм.

Обычно расчетные напряжения изгиба в зубьях колес, раз­меры которых определены из расчета на контактную прочность, оказываются значительно ниже допускаемых.

В редких случаях, для открытых передач при большом числе зубьев колеса (z₂ > 80) может оказаться, что изгибная прочность недостаточна. В таком случае модуль зацепления определяют из проектировочного расчета зубьев на изгиб (при x = 1, 5) по формуле

 

(4.25)

 

Предварительно принимают q= 12, 5; в дальнейшем ею значение уточняют по ГОСТу (см. табл. 4, 2).

В тех случаях, когда в передаче возникают пиковые нагрузки, следует проверять рабочие поверхности зубьев на отсутствие хрупкого разрушения и пластических деформаций: то же относится к общей (изгибной) прочности зубьев. Эти проверки производят так же, как и для зубчатых передач (см. гл. III); значения предельных допускаемых напряжений приведены в § 4.4.

Помимо рассмотренных расчетов на контактную выносли­вость и изгиб, для червячных передач обязательна про­верка на жесткость (см. гл. VIII) и тепловой расчет редуктора (см. гл. X).

КОЭФФИЦИЕНТ НАГРУЗКИ.

⇐ Предыдущая3456789101112Следующая ⇒

Поделиться:

Популярное:

1. A. Притяжения и отталкивания, силы отталкивания больше на малых расстояниях, чем силы притяжения. Б. Притяжения и отталкивания, силы отталкивания меньше на малых расстояниях, чем силы притяжения.
2. Adjective and adverb. Имя прилагательное и наречие. Степени сравнения.
3. D. Правоспособность иностранцев. - Ограничения в отношении землевладения. - Двоякий смысл своего и чужого в немецкой терминологии. - Приобретение прав гражданства русскими подданными в Финляндии
4. D. ПРЕИМУЩЕСТВА ПРИСОЕДИНЕНИЯ К ГААГСКОМУ СОГЛАШЕНИЮ
5. F70.99 Умственная отсталость легкой степени без указаний на нарушение поведения, обусловленная неуточненными причинами
6. F71.98 Умственная отсталость умеренная без указаний на нарушение поведения, обусловленная другими уточненными причинами
7. I Использование заемных средств в работе предприятия
8. I. Методические принципы физического воспитания (сознательность, активность, наглядность, доступность, систематичность)
9. I. О НОВОПРИБЫВШИХ ГРАЖДАНАХ.
10. I. Предприятия крупного рогатого скота
11. I. Придаточные, которые присоединяются непосредственно к главному предложению, могут быть однородными и неоднородными.
12. I. СИЛЬНЫЕ СТОРОНЫ ПРЕДПРИЯТИЯ