ОБЩИЕ
СВЕДЕНИЯ О ЧЕРВЯЧНЫХ РЕДУКТОРАХ.
Червячные редукторы применяют для передачи движения между
валами, оси которых перекрещиваются.
По относительному положению червяка и червячного колеса различают три основные схемы червячных редукторов: с нижним, верхним и боковым расположением червяка.
При нижнем расположении червяка условия смазывания зацепления лучше, при верхнем хуже, но меньше вероятность попадания в зацепление металлических частиц - продуктов износа.
Выбор схемы редуктора обычно обусловлен удобством компоновки привода в целом: при окружных скоростях червяка до 4=6 м/с предпочтительно нижнее расположение червяка, при больших скоростях возрастают потери на перемешивание масла, и в этом случае следует располагать червяк над колесом. В редукторах с верхним расположением червяка при включении движение обычно начинается при недостаточной смазке (за время остановки при редких включениях масло успевает стечь с зубьев колеса).
Передаточные числа червячных редукторов обычно колеблются в пределах u = 8-80 (см. ГОСТ 2144-76).
Так как КПД червячных редукторов невысок, то для передачи больших мощностей и в установках, работающих непрерывно, проектировать их нецелесообразно. Практически червячные редукторы применяют для передачи мощности, как правило, до 45 кВт и в виде исключения до 150 кВт.
2Этап. Расчет передачи червячного редуктора
Число витков червяка z 1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при u= принимаем z 1= (см. с. 55).
Число зубьев червячного колеса:
z2 = z 1 u =
Принимаем стандартное значение z2 = (см. табл. 4.1)
При этом u = z2/z1 =
Выбираем материал червяка и венца и червячного колеса.
Принимаем для червяка ст. с закалкой до твердости не менее HRC = и последующим шлифованием.
Так как редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу (отливка в песчаную форму).
При
длительной работе допускаемое контактное
напряжение [
Н]
= МПа (табл. 4.9)
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q =
Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К =.
Определяем межосевое расстояние из условия контактной
выносливости [формула 4.19]:
=
мм
Модуль
m = 2aw /z2 + q = мм
Принимаем по ГОСТ 2144 - 76 (табл. 4.2) стандартные значения
m = мм и q =
Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q
aw = m(q + z2) / 2 = мм
Основные размеры червяка:
делительный размер червяка
d1
= q
m
= мм
диаметр вершин витков червяка
da1 = d1 + 2m = мм
диаметр впадин витков червяка
df1 = d1 - 2,4m = мм
длина нарезной части шлифованного червяка [см. формулу (4.7) ]
b1≥(11+0.006 z2)m+35 = мм
принимаем b1 = мм
делительный угол подъёма витка γ (по табл. 4.3):
при
z1
=
и q
= γ =
Основные размеры венца червячного колеса: делительный диаметр червячного колеса
d2 = z2m = мм
диаметр вершин зубьев червячного колеса
da2 = d2 + 2m = мм
диаметр впадин зубьев червячного колеса
df2 = d2 - 2,4m = мм
наибольший
диаметр червячного колеса
daМ2 ≤ da2 + 6m / z1 +2 = мм
ширина венца червячного колеса [ см. формулу (4.12) ]
b2 ≤ da1 = мм
Окружная скорость червяка
V1 = πd1nдв/ 60 = м/с
Скорость скольжения
Vs=V/cos γ = м/с
при
этой скорости
МПа (см. табл. 4.9).
межосевое расстояние по расчёту было получено aw= мм, а после выравнивания q и m по стандартному было увеличено до aw= мм, т.е. на % и пересчёт aw = по формуле (4.19) делать не надо, необходимо лишь проверить . Для этого уточняем КПД редуктора [ см. формулу (4.14) ]: при скорости Vs = м/с приведённый коэффициент трения для без оловянной бронзы и шлифовального червяка ( см. табл. 4.4 ) f '=1 и приведённый угол трения р'=
КПД редукторы с учётом потерь в опорах, потерь на разбрызгивании и перемешивании масла
η = (0,95) tg γ / tg (γ+р') =
По табл. 4.7 выбираем -ю степенью точности передачи.
В этом случае коэффициент динамичности Kv=
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки
[ ф-ла(4.26) ]
Kβ= l+(z/θ)3(l-x)≈
где коэффициент деформации червяка при q = и z =
( по табл. 4,6)выбираем θ =
Примем вспомогательный коэффициент х= (незначительные колебания нагрузки, с.65)
К=К К≈
Проверим
контактное напряжение [ формула ( 4.23)]
Результаты расчета следует признать удовлетворительными , т.к. расчетное напряжение разрешается до 15%.
Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев
zv=z2/cos γ3 =
Коэффициент формы зуба по табл. 4.5. YF =
Напряжение изгиба [см. формулу(4.24)]
F =1.2 T2 K YF/z2b2m2 =
= МПа
Основное
допускаемое напряжение изгиба для
реверсивной работы по табл. 4.8
МПа
Расчетное
допускаемое напряжение
.
Коэффициент долговечности примем по
его минимальному значению
(см. стр. 67).
МПа