Кінематика і точність виготовлення черв'ячних передач

Обертання черв'яка і черв'ячного колеса відбувається у двох вза-ємно перпендикулярних площинах. Тому швидкості точок контакту витків черв'яка та зубців черв'ячного колеса неоднакові за модулем та напрямом (рис. 28.5).

Колова швидкість точки контакту Авитка черв'яка

Швидкість ковзання витків черв'яка по зубцях колеса напрямлена вздовж дотичної до витка черв'яка, є відносною швидкістю і може бути визначена за формулою

v_s = v₁/cosγ (28.17)

Якщо v₂/v₁ = tg γ, то на основі рівностей (28.15) та (28.16) запишемо

(ω₂d₂) / (ω₁d₁) = tg γ,

звідки передаточне число черв'ячної передачі можна визначити за співвідношенням u = ω₁/ω₂ = d₂/(d₁ tg γ) = z₂/z₁. (28.18)

Оскільки кут підйому γ витків черв'яка практично менший від 30°, у черв'ячній передачі колова швидкість колеса v₂ завжди значно менша від колової швидкості черв'яка v₁,ашвидкість ковзання v_s узачепленні більша від v₁.

Значне ковзання у зачепленні передачі є причиною низького ККД, підвищеного спрацювання зубців та їхньої здатності до заїдання.

Точність виготовлення черв'ячних передач вибирають залежно від швидкості ковзання v_s.

У ГОСТ 3675–81 для черв'ячних передач встановлено 12 ступенів точності (за аналогією з евольвентними зубчастими передачами). Ступені 3, 4, 5 і 6 рекомендують для передач високої кінематичної точності, а ступені 6, 7, 8 і 9 – для силових черв'ячних передач. Основи стандарту на точність черв'ячних передач такі самі, як і для зубчастих.

Велику увагу слід надавати нормам точності черв'ячних передач при складанні їх. Вісь черв'яка завжди повинна знаходитись у середній площині черв'ячного колеса. Для цього передбачають можливість регулювання положення колеса щодо черв'яка. На практиці правиль-ність зачеплення контролюють за розмірами сліду контакту зубців колеса з витками черв'яка

Основні розрахункові параметри ланцюгових передач

Швидкість ланцюга та кутові швидкості зірочок обмежуються ін-тенсивністю спрацювання ланцюга, силою удару шарнірів об зубці зірочок, а також шумом передачі. У більшості випадків швидкість ланцюга не повинна бути більшою ніж 15 м/с; інколи при малих кро-ках ланцюга, великому числі зубців та доброму змащуванні допуска-ється швидкість ланцюга 30—35 м/с. Середню швидкість ланцюга визначають за формулою

v=Pω₁z₁/(2π) (29.4)

де P — крок ланцюга; ω₁ — кутова швидкість ведучої зірочки (з числом зубців z₁. Кутову швидкість зірочок обмежують, щоб зменшити удар шарнірів ланцюга об зубці. Граничні рекомендовані кутові швидкості меншої зірочки залежно від її числа зубців z₁та кроку ланцюга Рнаведені в табл.

Передаточне число визначається з умови рівності середньої швид-кості ланцюга на ведучій та веденій зірочках:

P ω₁ z₁ / (2π) = P ω₂ z₂ / (2π), звідки передаточне число ланцюгової передачі

u = ω₁/ω₂ = z₂ / z₁ (29.5)

Передаточне число обмежується габаритними розмірами передачі, кутом обхвату меншої зірочки та числами зубців зірочок. Найдоціль-ніше брати u ≤ 4.

Число зубців зірочок. Мінімальне число зубців зірочок обмежу-ється спрацюванням шарнірів, динамічними навантаженнями та шу-мом передачі. Число зубців меншої зірочки можна брати з таблиць залежно від кроку Р та її кутової швидкості.

При спрацюванні шарнірів крок ланцюга збільшується. При цьо-му ланцюг на зірочці буде розміщуватись на більшому радіусі. Збіль-шення радіусів розміщення шарнірів ланцюга на зубцях зірочки тим більше, чим менший кутовий крок зубців 2л/z. При великому zна-віть невелике збільшення кроку ланцюга спричинює значне зміщення ланцюга на профілях зубців. Це зміщення обмежує максимальне чис-ло зубців зірочок, яке беруть 100—120 для роликових ланцюгів і 120—140 для зубчастих.

Переважно вибирають непарне число зубців зірочок, що у поєднан-ні з парним числом ланок ланцюга сприяє рівномірному спрацюванню зубців.

Крок ланцюга Р єосновним параметром ланцюгової передачі. Лан-цюги з великим кроком мають більшу несучу здатність, але допуска-ють значно менші кутові швидкості меншої зірочки (див. табл. 29.3), сприяють збільшенню нерівномірності руху, динамічних навантажень та шуму ланцюгової передачі. Доцільно вибирати ланцюг із мінімаль-но допустимим для заданого навантаження кроком. При конструюван-ні та розрахунку ланцюгової передачі можна зменшити крок зубчастих ланцюгів, збільшивши ширину ланцюга, а також крок роликових ланцюгів, використавши багаторядні ланцюги.

У проектному розрахунку ланцюгової передачі орієнтовне зна-чення кроку Р, мм, однорядного роликового ланцюга можна визна-чити за формулою

,

де Т₁ — обертовий момент на валу ведучої зірочки, Нм; z₁— число зубців ведучої зірочки.

Міжосьова відстань та довжина ланцюга. Мінімальну міжосьову відстань ланцюгової передачі визначають за умови, що кут обхвату ланцюгом малої зірочки повинен бути не менш ніж 120°.

при u ≤ З

а_min = 0,5 (de_l + de₂) + (30...50) mm;

при u > З

a_min = (de₁ + de₂) (9 + u)/20.

Тут de₁, de₂, — діаметри вершин зубців ведучої та веденої зірочок відповідно. Оптимальна міжосьова відстань ланцюгової передачі а = (30...50)Р.

Не рекомендують брати а > 80Р.

Число ланок W ланцюга визначають за попередньо вибраною міжосьовою відстанню а, кроком ланцюга Р та числом зубців зірочок z₁ і z ₂:

. (29.6)

Формула (29.6) виводиться за аналогією з формулою для довжини паса і є наближеною. Значення W слід округлити до найближчого парного числа.

Після визначення числа ланок W ланцюга уточняють міжосьову відстань передачі за формулою

. (29.7)

Щоб забезпечити провисання ланцюга, значення а рекомендується вменшити на (0,002...0,004) а.

Число ланок W ланцюга та його крок Р визначають довжину лан-цюга

.

Зусилля у вітках пасової передачі. Різниця між силами натягу ведучої F₁ і веденої F₂ віток визначає корисне навантаження ланцюга

F_t = F₁- F₂ = 2 T_l / d₁,(29.8)

де Т₁— обертовий момент на валу ведучої зірочки, що має ділильний діаметр d₁.

Сила натягу F₂ веденої вітки ланцюга дорівнює більшому значен-ню від натягу F₀, H, спричиненого власною вагою вітки, та від натягу F_V, H, від дії відцентрової сили:

F_q = K_f a q g; F_V = qv² (29.9)

Тут K_f — коефіцієнт провисання ланцюга, який залежить від стрілки провисання f веденої вітки та кута нахилу передачі до гори-зонту; якщо f = 0,02а, то для горизонтальної передачі K_f = 6 (K_f = 4 під кутом нахилу до горизонту до 40°); K_f = 2 під кутом нахилу більшим від 40°; K_f = 1, для вертикальної передачі); а — міжосьова відстань передачі, м; q — маса 1 м ланцюга, кг/м (див. табл. 29.1); g — прискорення вільного падіння, м/с²; v — швидкість ланцю-га, м/с.

13. Види руйнувань і критерії розрахунку підшипників кочення. Під-шипники кочення втрачають свою роботоздатність внаслідок руйну-вання їхніх деталей, яке проявляється в різних формах.

Втомне викришування робочих повер-хонь відбувається в результаті дії циклічно змінних контактних напружень на бігових доріжках кілець і спостерігається у довгочасно працюючих у нормальних умовах підшипників. Здебільшого викришу-вання починається на доріжках кочення найбільш напружених кілець: у більшості підшипників – на внутрішніх, а у сферичних – на зов-нішніх кільцях

Спрацьовування кілець та тіл кочення спостерігається при недостатньому захисті підшипників від впливу зовнішнього абразивного середовища. Спрацьовування підшипників можна зменшити, забезпечивши достатнє змащування та використо-вуючи надійні конструкції ущільнень.

Руйнування кілець підшипника та тіл кочення пов'язане з ударними перевантаженнями, неправильним монтажем опори, який може спричинити перекоси кілець і заклиню-вання підшипника.

Руйнування сепараторів – результат дії відцент-рових сил та навантаження сепаратора з боку тіл кочення.

Залишкові деформації на бігових доріж-ках кілець виникають внаслідок динамічних та ударних наван-тажень у формі місцевих ямок та вм'ятин Спостерігаються у важко навантажених тихохідних підшипниках.

Розрахунок підшипників кочення базують на двох критеріях – за умовою запобігання появі залишкових деформацій (розрахунок на статичну вантажність) і за умовою запо-бігання появі ознак втомного руйнування робочих поверхонь протягом розрахункового строку служби (розрахунок на динамічну вантаж-ність).