![]() |
Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии |
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:
![]()
где z2 - число зубьев червячного колеса; q — коэффициент диаметра червяка; [sн] — допускаемое контактное напряжение: Тр2 = 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
![]()
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 [sн] выбирают по табл. 4.8-4.10, предварительно принимая vs = 2, 5 ¸ 4 м/с. Приведенный модуль упругости Eпропределяют 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 Епр » 1, 32× 105 МПа:
![]() где Т2– в Н × мм; аw - мм; [sн] – в МПа. После определения аw следует найти модуль зацепления из соотношения
![]()
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 аw = 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 аw , 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 aw, z1 и z2 (см. табл. 4.1). Так, редуктор со стандартными параметрами по ГОСТ 2144-76 будет иметь aw = 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
![]() При стальном червяке и червячном колесе, изготовленном из чугуна или имеющем бронзовый венец
![]() или
![]()
где sн и [sн] - в МПа: d1, d2, aw — в мм и Т2 — в Н × мм. Результат проверочного расчета следует признать неудовлетворительным, если sн превышает [sн] 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
![]()
где sF — расчетное напряжение изгиба; Т2 К — расчетный момент на валу червячного колеса; Ft2 — окружная свла на червячном колесе: К — коэффициент нагрузки (см. § 4.4): величину Ft2определяют по известному моменту на валу червячного колеса:
YF — 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; [sF] — допускаемое напряжение изгиба ([s0F] — при работе зубьев одной стороны. [s-1F] — при работе зубьев обеими сторонами): значения приведены в § 4.4. 4.5. Коэффициент YF формы зуба для червячных колее
Как формула (4.24), гак и приведенная ниже формула (4.25) справедливы при любых взаимно согласованных единицах измерения. Целесообразно принять sF и [sF] в МПа; m, d1 и d2 в мм; Ft2в 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
![]()
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. Популярное:
|
Последнее изменение этой страницы: 2016-03-22; Просмотров: 741; Нарушение авторского права страницы