Приведенный коэффициент передачи и КПДчервячного редуктора

КПД в червячном редукторе определяют по зависимости

 

Приведенный угол трения j¢ = arctg f¢,

f¢ = f / cos £, где f¢ – приведенный коэффициент трения, f – коэффициент трения.

Чем мягче материал колеса, тем более скорость скольжения, тем чище рабочая поверхность и меньше приведенный угол трения.

При j¢ > gW передача самотормозящая gW = arctg (z1/(q+2X), где gW – начальный угол подъема витка, q – коэффициент диаметра червяка, x – коэффициент смещения. Общий КПД передачи определяется как x = xзацепления × xразбрызг. масла

30)Силы червячном в зацеплении

Окружная сила червяка (касательная к начальной окружности)

Ft1 = 2000T1/dW1

Осевая червяка (вдоль оси) FX1= Ft2

Радиальная червяка (к центру окружности) FR1=FR2=Ft2×tg £,

Окружная колеса Ft2 = 2000T2/dW2

Осевая колеса FX2=Ft1.

31)Критерии работоспособности червячных передач:

1. износ

2. заедание

3. поломка зубьев колеса

4. усталостное выкрашивание

5. смятие

Т.к. КПД червячной передачи низкий (72-90%) значительная часть энергии превращается в тепло и в зоне контакта червяка и колеса происходит активное заедание.

Материал червяка и колеса: для уменьшения заедания и износа червячное колесо изготавливают из антифрикционных материалов.

Колесо (червячное) изготавливают составным: середину из чугуна или стали, а венец из бронзы или чугуна. Бронзы используют оловянистые и безоловянистые.

Материал червяка: нетермообрабатываемые стали; улудшаемые стали; цементируемые; закаливаемые ТВЧ

Стали: 40 Х, 40 ХМ, 18 ХГТ.

Параметры червячной передачи:

град. – угол зацепления

Червяки бывают 1-но, 2-х и 4-х заходные. Чем больше число заходов, тем выше КПД

- угол подъёма витков червяка

, где z1 – число заходов червяка

q – коэф. диаметра червяка

; ; и - делит. окруж.

- межосевое расстояние - окружность выступов

- высота головки зуба - окр. Впадин - высота ножки зуба

Большинство червячных передач выполняется смещением межосевого расстояния для получения стандартного его значения или изменением числа зубьев.

 

32.Материалы червячных передач.

Наличие скольжения в передаче вызывает необ­ходимость использования материалов с хорошими антифрикционными свой­ствами, высокой износостойкостью и стойкостью против заедания.

Червяки изготовляют из углеродис­тых или легированных сталей, подвер­гая их объемной или поверхностной термообработке. Червяки из сталей 45, 40Х, 40ХН и др. закаливают до твердо­сти рабочих поверхностей 45...55 HRC, а червяки из сталей 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ, 20ХНЗА цементируют и закали­вают до твердости 56...63 HRC с после­дующим шлифованием и полировани­ем рабочих поверхностей. Для откры­тых передач и передач невысокой мощ­ности с ручным приводом используют нешлифованные червяки из стали 45 с твердостью НВ< 350. Зубчатые венцы червячных колес изготовляют из материалов, обладаю­щих высокой сопротивляемостью зае­данию и антифрикционными свойства­ми. К таким материалам относятся бронзы, латуни и чугуны. Марку мате­риала выбирают в зависимости от ско­рости скольжения.

При высоких скоростях скольжения применяют высокооловянные бронзы, обладающие лучшими

противозадирными свойствами, при V_s<4м/с — без­оловянные бронзы, латуни марок ЛАЖМц 66-6-3-2, ЛМцС 58-2-2 и др.

33) расчет фрикционных передач(ф. п.) Критерии расчета. Принцип действия и классификация. Работа фрикционной передачи основана на использовании сил трения, возникающ. в месте контакта 2 тел вращения под действием сил прижатия F_n. При этом должно быть (1), где — окружная сила; F —сила трения между катками. Для передачи с цилиндрическими катками где —коэффициент трения.Нарушение условия (1) приводит к буксированию и быстрому износу катков. Все фрикционные передачи можно разделить на 2 основные группы: передачи нерегулируемые, т. е. с посто­янным передаточным отношением; передачи регулируемые, или вариаторы, позволяющ. изменять передаточ­ное отношение плавно и непрерыв­но (бесступенчатое регулирование)

Виды разруше ния рабочих поверхностей: 1. Усталост ное выкрашивание — в передачах, рабо тающих в масле, когда обр. жидкостное трение. В этих условиях рабочие повер хн. разделяются слоем масла, а износ сводится к минимуму. 2.Износ — в пере дачах, раб. без смазки, или при отсутст вии условий для обр. режима жидкост ного трения.3. Задир поверх-ности – бук сование или пере­грев передачи при боль ших скоростях и нагрузках в условиях недостаточной смазки. Все перечислен ные виды разрушения зависят от напря жений в месте контакта. Поэтому проч ность и долговечность ф. п. оценивают по контактным напряж. Расчетные контактные напряжения при начальном каса­нии по линии (тела качения – цилин дры, конусы, торы и ролики с образую щими одного радиуса) опр. по ф-ле . При нач. касании в точке (все другие случаи) .Здесь F_n —сила прижатия, нормальная к пов-ти контакта; b — длина линии контакта; т — коэффициент, завис. от формы тел качения. Расчет по контактным напря жениям. Из-за большого многооб­разия форм катков для фрикционных передач не удается получить общей ф-лы проек тного расчета. Методика преобразова ния подобна той, которая применена для зубчатых передач. Допускаемые напря жения для закал. сталей твердостью ^60 HRC при нач. контакте по линии и при хорошей смазке принимают [ ]= 1000... 1200 МПа; при нач. кон­такте в точке [ ]= 2000...2500 МПа. Для текстолита (без.смазки) при контакте по линии [ ]=8О...1ОО МПа.. Учет срока службы и переменности работы производится по аналогии с зубчатыми передачами. Конструкции и кинематика фрикционных передач

Во фрикционной передаче с гладкими цилиндрическими катками (2) Где 0,01...0,03—коэффициент скольжения; К —запас сцепле­ния; К= 1,25...1,5 для силовых передач; К = до3 для передач приборов. Формула (2) позволяет отметить большое значение силы прижатия катков фрикционной передачи. Например, принимая f=0,1 и K=1,5, получаем F_n = 15 F_t, тогда как в зуб­чатых передачах нагрузка в зацеплении примерно ра­вна F_t. Для передачи движения между валами с пересекающи-мися осями использу­ют коническую фрикцион­ную передачу. Угол между осями валов может быть разным, чаще всего он равен 90°. Без учета проскаль-зывания передаточное отношение Учитывая, что a для конической передачи получаем ; и при (3) Необходимое значе-ние сил прижатия F₁ и F₂ определяют из уравнений , (4). Из формул (3) с учетом (4) следует, что с увеличением передаточного отношения уменьшается F₁ и увеличивается F₂. Поэтому в понижающих конических передачах прижимное устройство целесообразно устанавливать на ведущем валу.

Валы и оси.

Вал предназначен для передачи крутящего момента, удержания детали, восприятия сил, действующих на деталь. Ось не предаёт крутящего момента.

Валы бывают:

по форме сечения:полые,сплошные

по форме геометрической оси: жёсткие, гибкие

по геометрии:ступенчатые, сплошные,прямые, непрямые (коленчатые – служащие для изменения видов движения).

по скорости: быстроходные, среднескоростные, тихоходные.

Переходные (от одного диаметра к другому) участки вала оформляются галтелью, канавкой для выхода шлифовального круга.

Такие участки наз-ся концентраторами напряжений.

Меры по снижению напряжений:

1. увеличение радиуса галтели

2. протачиванием разгрузочных канавок

3. деформационное упрочнение (наклёп)

Валы изготавливают на токарных станках с последующим шлифованием.

Передача нагрузок на вал от детали передаются:

1. крутящий момент (Т) – через шпонку, шлицы, посадку натягом, торцевые участки вала делают коническими (для простоты сборки – разборки)

2. рад сила передаётся непосредственно контактом ступицы детали на вал

3. осевые силы передаются упором в уступы на валу натягом гайками, стопорными пружинами, кольцами.

Критерии работоспособности: прочность и жёсткость. Статическая прочность обеспечивается коэф. запаса Sт, а циклическая прочность S. Жёсткость обеспечивается прогибом f, углом поворота Q, крутильная жёсткость φ.

35)Проектирование вала

Производится в 3 этапа:

1) Определение исходного диаметра вала из расчета на кручение

d_ВАЛА = С × ³ÖT = ³Ö(T / 0,2[t])

2) Конструирование вала (эскиз)

36)Проверочный расчет вала

При проверочном расчете вала определяют запасы прочности в опасном сечении.

Коэффициент перегрузки КП = 2 × TПУСК/TНОМ.

a) проверка на статическую прочность

Запасы прочности по пределу текучести но нормальным и касательным напряжениям:

Коэф запаса прочности по пределу текучести при совместном действии изгиба и кручения

б) проверка на усталостную прочность

Суммарное число циклов нагружения за ресурс вала:

NS = 60×n × nЗ × Lh, где Lh – ресурс работы передачи,

nЗ– число зубьев зацеплении, n– частота вращения.

Приведенное число циклов нагружения: NE = NS ×mH, где mH – режим работы, mНАПРЕССОВКИ = 6, mПРОЧИЕ КОНЦЕНТРАЦИИ = 9

Коэффициент долговечности:

в) параметры цикла изменения напряжения

При расчете вала на изгиб момент изменяется по симметричному циклу

При расчете вала на кручение вращающийся момент изменяется по отнулевому циклу: Коэффициент понижения допускаемых напряжений

Запасы прочности по пределу выносливости

;

Расчет вала на прочность

dU = MU/W

tКР = T/WP