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 z₂ ^ 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 (ⁿi) ~~ 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 Z₁ и чис­ло зубьев колеса z₂. 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 + z₂) 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_M1 (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
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
Как рассчитывают открытые червячные передачи?	По напряжению изгиба По контрактным напряжениям На нагрев
Какой параметр определяют при проект­ном расчете червячной передачи по на­пряжениям изгиба?	aw m σF σн
Выберете допускаемое напряжение на изгиб cfo (МПа) для реверсивной чер­вячной передачи. Материал червячного колеса БрО10Ф1 (изготовлено литьем ко­киль). Твердость поверхности червяка HRC< 45

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 z₂ = _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. d₂ = mz₂. В зубчатых передачах d_x = mz_x, d₂ = mz₂, где z_{ и z₂ — 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.

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 перечис­ленным 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.