2-я часть. детали машин
.pdfгде коэффициент динамической нагрузки (таблица 2.20); - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца
колеса.
Таблица 2.20 - Коэффициент динамической нагрузки
Степень |
|
Скорость скольжения , м/с |
|
||||||||
точности |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
До 1,5 |
Св. 1,5 до 3,0 |
Св. 3,0 до 7,5 |
|
Св. 7,5 до 12 |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
6 |
--- |
--- |
|
|
1,0 |
|
|
1,1 |
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
7 |
1,0 |
1,0 |
|
1,1 |
|
|
1,2 |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
8 |
1,15 |
1,25 |
|
1,4 |
|
|
--- |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
9 |
1,25 |
--- |
|
|
--- |
|
|
--- |
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где Q – коэффициент деформации червяка.
средний по времени действий крутящий момент на валу червячного
колеса, Нм.
Таблица 2.21 – Коэффициент деформации червяка Q |
|
|||||||||
|
|
Значение коэффициента |
Q |
при |
q |
|
||||
|
8 |
9 |
10 |
12,5 |
14 |
16 |
|
18 |
20 |
25 |
1 |
72 |
89 |
108 |
147 |
179 |
194 |
|
225 |
256 |
333 |
2 |
57 |
71 |
86 |
117 |
149 |
163 |
|
190 |
216 |
288 |
4 |
47 |
58 |
70 |
94 |
120 |
131 |
|
152 |
173 |
226 |
Допускаемая недогрузка передачи |
не более 15% и перегрузка |
до 5%. Если условие прочности не выполняется, то следует выбрать
~ 87 ~
другую марку материала венца червячного колеса и повторить весь расчет пе-
редачи.
12. Производим проверку зубьев червячного колеса на изгиб
где действительные напряжения изгиба материала червячного колеса, МПа;
коэффициент формы зуба червячного колеса; определяется по эквива-
лентному числу зубьев по таблице 2.22;
Таблица 2.22 - Коэффициент формы зуба |
для червячных колес |
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
20 |
24 |
26 |
28 |
30 |
32 |
35 |
|
37 |
40 |
45 |
50 |
60 |
80 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,98 |
1,88 |
1,85 |
1,8 |
1,76 |
1,71 |
1,64 |
|
1,61 |
1,55 |
1,48 |
1,45 |
1,4 |
1,34 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
коэффициент нагрузки;
допускаемое напряжение изгиба, соответствующее эквивалентному
числу циклов перемены напряжений, МПа.
При проверочном расчете получаются меньше , так как нагрузоч-
ная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью
зубьев червячного колеса.
ПРИМЕР 2.4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Данные для расчета: |
|
U – передаточное число |
12,5 |
n2 – частота вращения червячного колеса, мин-1 |
45 |
Т2 – крутящий момент на валу червячного колеса, Нм |
642,6 |
Tч – срок службы передачи, час |
18000 |
Проектировочный расчет
Определение межосевого расстояния из условия контактной выносливости
~ 88 ~
где
q – коэффициент диаметра червяка;
допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений NHE, MПа.
Согласно ГОСТ 2144-76 (таблица 2.17) данному передаточному числу U может соответствовать число заходов червяка Z1 равное только 4. При этом
Рекомендуется принимать 28 ≤ Z2 ≤ 60. Условие выполнено. Коэффициент диаметра червяка
Принимаем значение по ГОСТ 19672-74.
где допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса соответствующее базовому числу циклу перемены напряжений МПа;
коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность.
Принимаем материалы: червяка – сталь 45 с закалкой до HRC = 45; венца червячного колеса - бронза БРОНФ. Для выбранных материалов (таблица 2.5)
Коэффициент долговечности:
Эквивалентное число циклов перемены напряжений:
где частые значения моментов на червячном колесе, соответствующие i-тым участкам циклограммы нагружения, Нм;
наиболшее значение длительно действующего момента на червячном колесе, Нм;
частные значения длительности нагрузок на циклограммы нагружения, час.
Тогда:
~ 89 ~
Вычисленное значение KHL сравнивают с предельно допускаемыми значениями, ограниченными в зависимости от материалов червячных колес (приложение 4).
Допускаемое контактное напряжение:
Межосевое расстояние
По ГОСТ 2144-76 принимаем
Рассчитываем модуль
Принимаем
Находим коэффициент смещения
Фактическое передаточное число передачи
Процент отклонения фактического передаточного числа от заданного:
Отклонение не должно превышать ± 5%.
Фактическое межосевое расстояние
Определение размерных параметров передачи
Размеры червяка.
Делительный диаметр:
~ 90 ~
Делительный диаметр червяка соответствует ГОСТ 2144-76. Начальный диаметр червяка
Диаметр впадин червяка
Диаметр вершин витков червяка:
Высота витка червяка:
Длина нарезанной части червяка:
При , а при Тогда в нашем случае
Принимаем .
Размеры червячного колеса.
Делительный диаметр червячного колеса:
Диаметр впадин червячного колеса:
Диаметр вершины зубьев червячного колеса:
Наибольший диаметр червячного колеса определяют по зависимости (приложение 5). В рассчитываемом случае:
~ 91 ~
Принимаем Ширину венца колеса определяют по зависимости (приложение 5). В нашем случае полу-
чается
Принимаем .
Начальный угол подъема линии витка червяка - γω , град.
При x = 0 |
где γ – делительный угол подъема линии витков червяка, град. |
Окружная скорость червяка и скорость скольжения
где окружная скорость червяка, м/с; частота вращения червяка, мин-1.
Скорость скольжения
Рассчитанной скорости скольжения по таблице 2.6 соответствует 8-я степень точности изготовления передачи.
Приведенный угол трения.
Приведенный угол трения определяют интерполированием в зависимости от скорости скольжения, выбранного материала венца червячного колеса, твердости и шероховатости рабочих поверхностей червяка. В этом случае получаем, что при VS = 2,143 м/с, ρ = 1,8460
КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла
~ 92 ~
Проверочный расчет
Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев колеса
где действительные контактные напряжения в зацеплении, МПа;
коэффициент, зависящий от контактирующих материалов червячной пары и угла зацепления;
окружная сила на червячном колесе, Н;
коэффициент нагрузки;
коэффициент, учитывающий условный угол обхвата червяка колесом.
Для некоррегированного зацепления (угол зацепления в зависимости от мате-
риалов контактирующих пар коэффициент принимает разное значение. В нашем случае
380МПа1/2
Силы в зацеплении:
-окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке
-окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе
-радиальные силы на колесе и червяке
где коэффициент динамической нагрузки (таблица 2.20); коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колеса.
В нашем случае .
где Q – коэффициент деформации червяка. При Z1 = 4 и q = 12,5 Q=94 (таблица 2.21) средний по времени действий крутящий момент на валу червячного колеса, Нм.
где частное значение частоты вращения червячного колеса на i-том участке циклограмме
~ 93 ~
нагружения, мин-1. При
Тогда
где δ – условный угол обхвата червяка колесом, град.
Тогда действительные контактные напряжения в зацеплении
Условие прочности выполнено. Допускается перегрузка до 5%.
Расчет зубьев червячного колеса на изгибную выносливость
Условие прочности имеет вид
где действительные напряжения изгиба материала червячного колеса, МПа;
коэффициент формы зуба червячного колеса;
коэффициент нагрузки;
допускаемое напряжение изгиба, соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа.
Коэффициент определяется по эквивалентному числу зубьев колеса:
~ 94 ~
Тогда по таблице 2.22 . Для червячных передач
где допускаемое напряжение изгиба, соответствующее базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;
коэффициент долговечности при расчете на изгиб.
где базовое число циклов перемены напряжений. Для выбранных материалов по таблице 2.5 принимаем и
Предельные значения ограничены в зависимости от материалов (приложение 4). Тогда
Напряжение изгиба:
Условие прочности выполнено.
Тепловой расчет червячного редуктора
При работе редуктора потери мощности, вызванные трением в зацеплении и в подшипниках, перемешиванием и разбрызгиванием масла, приводят к нагреву
деталей редуктора и масла. При нагреве вязкость масла резко падает, что приво-
~ 95 ~
дит к нарушению режима смазки. Нормальная работа редуктора будет обеспече-
на, если температура масла не превысит допускаемой.
Данный расчет применим к редукторам всех типов, но практически для зубчатых редукторов малой и средней мощности он является излишним, так как КПД их высок, а тепловыделение невелико. Для червячных и зубчато-червячных редукторов этот расчет является обязательным.
При установившемся режиме работы редуктора все выделяющееся тепло отдается через его стенки окружающему воздуху; этому соответствует опреде-
ленный перепад температур между маслом и окружающим воздухом. Условие ра-
боты редуктора без перегрева
где - температура масла, |
; |
|
|
|
|
– температура окружающего воздуха, |
(обычно принимают |
); |
|||
- расчетная мощность (или мощность на валу червяка), Вт; |
|
||||
- КПД редуктора; |
|
|
|
|
|
- коэффициент теплопередачи ( |
|
|
; |
|
|
|
|
||||
- площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, |
; при расчетах |
||||
допускается принимать |
; |
|
|
|
|
- допускаемый перепад температур между маслом и окру-
жающим воздухом (меньшие значения – для редукторов с верхним расположени-
ем червяка).
Если |
, то следует увеличить теплоотдающую поверхность ребра- |
||
ми пропорционально соотношению |
; можно уменьшить , увеличив . |
||
Для этого применяют обдув корпуса, повышающий |
на 50…100%. Если оба |
указанных способа оказываются недостаточно эффективными, следует устано-
вить в масляной ванне змеевик, по которому пропускают охлаждающую воду.
~ 96 ~