ДМ / Розрахунок та конструювання черв'ячних передач [Стадник В.А

де n2 – частота обертання колеса, хв 1 ; u – уточнене значення передатного числа черв’ячної передачі.

14.Залежно від величини швидкості ковзання назначаємо ступінь точності черв’ячної передачі (див. табл. 2.7).

15.За формулами табл. 1.3 уточнюємо допустиме напруження σ HO .

2.2.Перевірні розрахунки

2.2.1.Перевірний розрахунок на контактну витривалість некоригованої черв’ячної передачі ( x = 0)

Розрахунок виконують за формулою

утакій послідовності:

1.Виписують одержані в проектному розрахунку (п. 2.1) дані: T2 – номінальний крутний момент на колесі, Н.мм;

–ділильний діаметр колеса, мм;2

де αt – ділильний кут профілю зуба в торцевому перерізі:

де αn – кут профілю в нормальному перерізі, згідно з ГОСТ 19036–73 αn 20o;

γ– кут підйому гвинтової лінії черв’яка, визначений за формулою (2.8);

γb – основний кут нахилу на основному діаметрі:

4. Визначають коефіцієнт Zε , що враховує сумарну довжину контактних ліній:

20

5.За уточненою величиною коефіцієнта діаметра черв’яка уточнюють за формулою (2.5) коефіцієнт KHβ KFβ Kβ.

6.За табл. 2.8 залежно від ступеня точності передачі і швидкості ковзання VS визначають коефіцієнт KHV KFV KV , що враховує динамічне наванта-

ження.

Таблиця 2.8. Значення коефіцієнтів KV динамічного навантаження для черв’ячної передачі

групи допустиме контактне напруження σ H .

У решті випадків для матеріалів I групи допустиме напруження σ H за-

лишається без зміни.

8. Одержані вище величини коефіцієнтів і параметрів передачі підставляють у формулу (2.26) і виконують розрахунок. При цьому повинна виконуватись умова міцності:

σH σ H .

9.Результати розрахунків оцінюють у відсотках перевантаження або недовантаження за формулою

Примітка. Студенти спеціальностей, які не займаються точною обробкою деталей машин, пов’язаною з виготовленням зубчастих та черв’ячних передач, можуть за вказівкою викладача скористуватись для перевірного розрахунку черв’ячнихпередач спрощеною формулою:

де T2 виражено в Н.мм, d2 i b2 – у мм.

21

1

Коефіцієнт KH ZM ZH Zε 275 МПа3 одержанийприсередніхчисловихвеличинахкоефіці-

1

єнтів ZM ZH Z . Для бронзових і чавунних коліс ZM 150 МПа2 . Коефіцієнт ZH 2,46 при α = 20o ; γ = 10o ; x 0. Коефіцієнти Zε 0,75 присередньомузначенні εα 1,8.

2.2.2.Особливості перевірного розрахунку коригованих черв’ячних передач

Особливості розрахунку такі:

1. Коефіцієнт ZH , що враховує форму спряжених поверхонь зубців і витків черв’яка, визначається за формулою:

де αt – кут профілю зуба в торцевому перерізі:

де γ – ділильний кут підйому гвинтової лінії черв’яка, визначений за форму-

лою (2.11).

γb – основний кут нахилу зубців на основному циліндрі:

де a – ділильна міжосьова відстань; aw – міжосьова відстань.

2. Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній, визначається за формулою (2.30):

3. Величина коефіцієнта, що враховує механічні властивості матеріалів,

1

залишається без зміни: ZM = 150 МПа2 .

Подальші розрахунки проводяться аналогічно, як у п. 2.2.1.

2.2.3.Перевірний розрахунок на контактну міцність при дії максимального навантаження

Розрахунок здійснюється за формулою

де σH – діюче напруження при розрахунку на контактну витривалість (див.

формулу (2.26)).

2.2.4. Перевірний розрахунок на витривалість при згині

Розрахунок виконують за формулою

b2 mcosγ

утакій послідовності:

1.Виписують одержані в проектному розрахунку (п. 2.1) дані: T2 – номіналь-

нийкрутниймоментна черв’ячному колесі, Н·мм; прийняту ширину колеса b2 ,

2.2.5.Перевірний розрахунок міцності зубців при згині максимальним навантаженням

Розрахунок здійснюється за формулою

σFmax σF Kп σ Fmax , (2.43)

де σF – діюче напруження згину при розрахунку на згин (див. формулу (2.41)).

23

2.3. Тепловий розрахунок черв’ячної передачі

Розрахунок полягає у визначенні ККД черв’ячної передачі з метою побічної оцінки працездатності передачі на відсутність заїдання, яке в більшості випадків виникає від нагріву мастила до температур, при яких воно втрачає здатність створювати на поверхнях тертя захисні граничні адсорбційні шари.

Допустиме значення температури мастила tM залежить від сорту мастила,

його здатності зберігати мастильні властивості при підвищенні температури. Для звичайних редукторних мастил допускають tM 60...70 oC (найбільша те-

мпература 85...90 С). Авіаційні мастила допускають tм 100...120 oC.

Послідовність розрахунку:

1. Визначають ККД зачеплення черв’ячної передачі (черв’як ведучий):

де γw – початковий кут підйому витків черв’яка. Для некоригованих черв’ячних передач γw γ (формула (2.11)), для коригованих – (формула (2.19)).

– зведений кут тертя, що приймається за табл. 2.10 залежно від швидкості ковзання VS і матеріалу черв’ячного колеса.

Примітка Менші значення – для матеріалів групи I, більші – для групи II і III за табл. 1.2.

Втрати потужності у підшипниках і на перемішування мастила в корпусі передачі здебільшого оцінюються η2η3 0,95...0,96 , де η2 , η3 – ККД, що відоб-

24

ражають втрати потужності у підшипниках та на перемішування мастила у корпусі передачі відповідно. Тому загальний ККД редуктора визначають за формулою

2. Визначають температуру мастила в редукторі без системи штучного охолодження:

де P1 P2 η – потужність на черв’яку, кВт; η– ККД черв’ячної передачі;

– коефіцієнт теплопередачі корпусу (більші значення приймають при добрій циркуляції повітря); tм i tc – відповідно температура мастила і навколишнього середовища, o C ; в помірному кліматі tc 20 o C; A – площа вільної поверхні охолодження корпусу, яка враховує 70 % площі поверхонь ребер і бобишок, м2 ; ψ– коефіцієнт, що враховує тепловідведення в

раму або плиту (дорівнює 0,3 при приляганні по більшій поверхні).

На стадії проектного розрахунку площу вільної поверхні A , м2 , можна ви-

де aw – міжосьова відстань передачі, м.

Якщо в редукторі без вентилятора tм tм , передбачають охолодження ко-

рпусу, що обдувається вентилятором, установленим на валу черв’яка і повторно визначають температуру мастила за формулою:

де KTB – коефіцієнт теплопередачі частини поверхні корпусу, що обдувається вентилятором (табл. 2.11).

25

Таблиця 2.11. Значення коефіцієнта теплопередачі КТВ при обдуві редуктора вентилятором

Якщо охолодження вентилятором недостатньо ефективне, то слід застосовувати водяне охолодження або збільшити розміри редуктора.

2.4.Визначення геометричних розмірів черв’яка

ічерв’ячного колеса

Основні геометричні розміри черв’яка і черв’ячного колеса наведено на рис. 2.3, формули для їх розрахунків подано у табл. 2.12 і 2.13.

Рис. 2.3. Геометричні параметри черв’ячної передачі

26

Міжосьова відстань (для контролю) aw 0,5m q Z2 2x .

27

2.5. Визначення конструктивних розмірів черв’ячного колеса

Типові конструкції черв’ячних коліс наведені на рис. 2.4, основні розміри дані у табл. 2.14.

Рис. 2.4. Конструктивні розміри і форми складених черв’ячних коліс

Примітки Товщину наплавлюваного вінця приймають δ0 2,5m . Розміри С, δм – не менше 10...15 мм для литих коліс (залежно від діаметрів). Розміри lм – не менше b2 .

Для коліс невеликих і середніх діаметрів ( daМ 2 400 мм) найчастіше застосовують бан-

дажовані конструкції, у котрих бронзовий обід насаджується на центр за посадкою з гарантованим натягом (рис. 2.4, а і б).

У колесах великих діаметрів ( daМ 2 400 мм) вінець звичайно ставлять на болтах для

отворів з-під розвертки (рис. 2.4, в). При великих зсувних навантаженнях застосовують спеціальні розвантажувальні пристрої у вигляді втулок (рис. 2.4, г). У таких конструкціях болти, поставлені із зазором, приймають лише навантаження, що розкривають стик.

У серійному та масовому виробництві застосовують біметалеву конструкцію (рис. 2.4, д, е), у котрій вінець відлито у форму з попередньо встановленим у ній центром.

Краї зубців притупляють фаскою або закругленням (рис. 2.4, ж, з). Часто торці зубців виконують у відповідності до кута обхвату (рис. 2.4, г), що зменшує можливість поломки зуба при зміщенні місця контакту до одного з торців.

Приклади оформлення робочих креслень циліндричного черв’яка і черв’ячного колеса наведені у дод. 3 і 4.

29