Скачиваний:
11
Добавлен:
01.05.2014
Размер:
17.41 Кб
Скачать

Лекция 12

Червячные передачи

12.1. Геометрия и кинематика передачи.

Передачи применяют для передачи движения при перекрещивающихся в пространстве (обычно под прямым углом) осях валов. Они состоят из червяка 1 (винта с определенным

профилем винтовой нарезки и червячного колеса 2. Передачи работают по принципу винтовой пары. Как правило ведущим звеном является червяк и ведомое колесо.

Достоинства червячных передач.

1. Возможность получения больших передаточных чисел в одной паре, что приводит к значительному уменьшению габаритов.

2. Плавность зацепления и бесшумность работы.

3. Возможность самоторможения.

Недостатки.

1. Низкий К.П.Д.

2. Применение для колес дорогих антифрикционных материалов.

3. Небольшая передаваемая мощьность < 70 кВт.

Стандарт устанавливает два вида червячных передач: цилиндрическая ¾ с цилиндрическим червяком (рис. стр. ?) и глобоидная с глобоидным червяком.

Цилиндрические червяки в зависимости от профиля винтовой нарезки подразделяют на следующие основные типы:

1) архимедовы; в осевом сечении такие червяки имеют трапецеидальный профиль с углом профиля ax = 20°; в торцевом сечении по архимедовой спирали.

2) ? с криволинейным профилем в осевом сечении и прямолинейным в нормальном.

3) эвольвентные с эвольвентным профилем в торцевом сечении.

12.2. Геометрия передачи

В червячной передаче с архимедовым червяком различают начальные диаметры dw1 и dw2, делительные d1 и d2.

m = px/p ¾ модуль зацепления в осевом сечении.

Резьба червяка может быть однозаходной и многозаходной. По СТСЭВ 267-76 модули предпочтительного ряда в осевом сечении:

m = 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25; 1,6; 2,0;

Диаметры определяют так:

(при ha* = 1,0; hf = ha*+C*; C* = 0,2)

d1 = mg делительный диаметр принимается кратным модулю

Рекомендуются следующие коэффициенты диаметра червяка

(ряд 1): 6,3; 8,0; 10,0; 12,5; 16,0; 20,0; 25,0;

da1 = d1 +2ha*m = m(g+2)

df1 = d1 -2(ha*+C*)m = m(g-2,4)

Длина неразъемной части червяка

b1 ³ (11+0,06Z2)m при Z1 = 1;2

b1 ³ (12,5+0,09Z2)m при Z1 = 4

Угол обхвата витков червяка колесом

2s = 70 ... 120°

Угол зацепления aw = 20° при этом

d2 = mZ2

da2 = d2+2ha*m = m(z2+2)

df2 = d2-2(ha*+C*)m = m(z2-2,4)

dн £ da2+Kн = 6м z1+2

При z1 = 1 Kн = 2m

z1 = 2 Kн = 1,5m

z1 = 4 Kн = m

Ширину венца b2 находят в соответсвии с углом обхвата червяка колесом 2s (b2 £ 0,75 da2). При z1 = 4 b2 £ 0,67 da1.

Делительный угол подъема винтовой линии вычисляют из выражения

lg q = pmz1/pd1 = z1/q

Межосевое расстояние в червячной передаче

aw = 0,5m (z1+q)

12.3. Кинематика передачи

При вращении витки скользят по зубъям колеса; скорость скольжения vs направлена по касательной к винтовой линии и может быть выражена через скорости колеса v2 и червяка v1.

vs = v1/cos g = v2/sin g

Сила трения в червячной передаче Fтр = Fn¦’ направлена по касательной к винтовой линии червяка.

Значения ¦’ привед. (коэффициент трения) и угла j‘ непостоянны и зависят от скорости скольжения и материала колеса.

Передаточное отношение червячной передачи

i = w1/w2 = (v1/d1) / (v2/d2) = (v1d2) / (v1d1tg g) = z2/qtg g = z2/z1

Отношение z2/z1 = u ¾ передаточное число.

При числе витков z1 = 1; 2; 4 ® z2 в силовых передачах может доходить до 8°; кинематически до 50°; z2min = ?

12.4. Силы в зацеплении. К.П.Д.

При работе червячной передачи сила нормального давления Fn образует с силой трения Fтр возникающей между витками червяка и зубьями колеса равнодействующую силу Fc которая может быть разложена на три составляющие ¾ окружную на червяке Ft1 (равную осевой на колесе Fа2) и осевую на червяке Fа1 = Ft2 и радиальную Fr

ìFt1 = Ft2tg(g+j‘)

íFr = Ft2tg aw

îFt2 = 2T1/d2

Сила нормального давления

Fn = Ft2/(cos gcos a w) = 2T2/(d2cos a cos g)

К. П. Д. червячной передачи

а) при ведущем червяке

h = (Ft2v2)/( Ft1v1) = C(tg g)/(tg (g+j‘)); C=1

При передаче малых моментов (Ft2 < 3*104 Н) К. П. Д. с учетом поправочного коэффициента

C = (Fn + 1050)/(Fn + 2400)

б) при ведущем колесе

Ft1 = Ft2tg(g-j‘)

h‘ = (Ft1v1)/( Ft2v2) = (tg (g-j‘)/(tg g)) < h

Движение от колеса к червяку невозможно, (h £ 0), если g < j.

Это передача самотормозящаяся.

12.5. Расчет прочности зубьев.

Ч. п. рассчитывают также как и зубчатые передачи по контактным напряжениям и напряжениям изшиба. Закрытые (со складкой) ¾ по константным, а расчет на изгиб ¾ проверочный.

sн = 5/(z2/g)Ö([ (T2)рEпр(z2/g+1)3 ]/[2daw3]) £ [sн]

где (T2)р = (T2)р*K д ¾ расчетный крутящий момент на колесе Н*мм.

Отсюда, проектировочная формула для aw

aw ³ 3[ (z2/g+1)/(z2/g)2/3] 3Ö[ ((T2)рEпр)/[sн] 32d ]

Прочность на изгиб зубьев червячного колеса проверяют по формуле

sF = 0,7YFKFFt2/(b2mn) < [sF]

YF » 1,27...2 ¾ коэффициент формы зуба по таблицам.

В зависимости от эквивалентного числа зубьев zv = z/cos3g; KF = KFbKFv ¾ коэффициент расчетной нагрузки (при неб. скоростях и мало изменяющейся нагрузке KF =1,1).

mn = mcos g ¾ нормальный модуль.

Червячные колеса изготавливают преимущественно из бронзы, реже из пластмассы.

Основные бронзы типа Бр. ОФ10-1 и Бр. ОНФ. лучше безоловянистых Бр. АЖ9-4.

Допускаемые контактные и изгибные напряжения рассчитывают из условия стойкости к износу, выкрашиванию и заеданию. Приводят в ?

Соседние файлы в папке Курс лекций по теор. мех.