Файл: Детали машин и основы конструирования.pdf

Внешнее конусное расстояние, мм

m′te округляют до ближайшего стандартного значения mte=mn, мм (см. табл. 3.5).

Действительное внешнее конусное расстояние, мм

Re=0,5mte Z12 + Z22 .

Средний модуль зацепления, мм

mm=mte(Re-0,5b)/Re.

Средний делительный диаметр

4.9. Проверочный расчет по усталостному напряжению изгиба зуба

Расчетные напряжения изгиба (МПа) должны удовлетворять за-

висимости σF1(2)=YF1(2)WFt/(0,85mm)≤[σF1(2)].

Окружная скорость колес, м/с

V = πdm1n1 .

60 1000

Степень точности (см. табл. 3.6).

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

где δF – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба на динамическую нагрузку (см. табл. 4.2); g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацеп-

ления зубьев шестерни и колеса (см. табл. 4.3); a"w =0,5(dm1+dm2), мм –

условное межосевое расстояние, определяющее моменты инерции колес.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм

WFtp=Ft KFβ/b.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеп-

лении, KFV=1+(WFV/WFtp).

Удельная расчетная окружная сила при изгибе, Н/мм

WFt= Ft KFβ KFV KА/b.

Если перегрузка превышает 5%, то необходимо увеличить ширину колеса b и пересчитать параметры передачи заново.

4.10. Проверочный расчет прочности зубьев при перегрузках (при случайном увеличении крутящего момента сверх номинального)

Максимальные напряжения изгиба, МПа

σFmax1(2)=σF1(2)(Tmax/Tnom)≤[σF]max1(2).

Контактная прочность зубьев при перегрузках Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

где δH – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба на динамическую нагрузку (см.

табл. 4.2);

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм

WHtp=Ft KHβ/b.

Здесь KHβ (см. рис. 3.2 а, б – схемы редукторов 1, 2). Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеп-

лении, KHV=1+(WHV/WHtp).

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм.

WHt= Ft KHβ KHv KА/b.

Расчетные контактные напряжения, МПа

где ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, ZH =1,77; где ZE – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес, ZE =275 МПа1/2.

Максимальные контактные напряжения (МПа) должны удовлетворять условию σHmax=σH Tmax /Tnom ≤[σH]max1(2).

4.11 Силы в зацеплении

Определяются силы в зацеплении аналогично п. 4.7

4.12. Определение параметров зубчатых конических колес

Расчет параметров конических зубчатых колес представлен в разделе 8.

5.РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ЗАКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

СЦИЛИНДРИЧЕСКИМ ЧЕРВЯКОМ

Исходными данными для расчета передачи являются: крутящий момент на валу червячного колеса T2, Н·мм; угловая скорость ведомого вала ω2, с-1; передаточное число передачи U.

Закрытые червячные передачи рассчитывают на прочность по усталостным контактным напряжениям с последующей проверкой зубьев червячного колеса, как на контактную прочность, так и на усталостный изгиб как менее прочных по сравнению с витками червяка, а также проверочный расчет вала червяка на жесткость. Кроме того, после определения размеров корпуса выполняют тепловой расчет червячного редуктора.

5.1. Выбор материала и допускаемых напряжений

Ввиду того, что в червячном зацеплении преобладает трение скольжения, применяемые материалы червячной пары должны обладать хорошими антифрикционными свойствами, повышенной износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию. Для этого в червячной передаче сочетают разнородные материалы при малой шероховатости контактирующих поверхностей.

Червяки изготавливают из среднеуглеродистых сталей марок 40, 45, 50 или легированных сталей марок 40Х, 40ХН и др. с поверхностной или объемной закалкой до твердости 45-55НRС. При этом необходима шлифовка и полировка рабочих поверхностей витков. Хорошую работу передачи обеспечивают червяки из цементируемых сталей (15Х, 20Х и др.) с твердостью после закалки 58-63НRС.

Зубчатые венцы червячных колес изготавливают преимущественно из бронзы, причем выбор ее марки определяется скоростью скольжения Vs и длительностью работы. При высоких скоростях скольжения (Vs=6-25 м/с) и при длительной работе рекомендуются оловянные бронзы марок БрОФ10-1, БрОНФ, которые обладают хорошими противозадирными свойствами. При средних скоростях скольжения (Vs=2-6 м/с) применяют алюминиевую бронзу марки БрАЖ 9-4. Эта бронза обладает пониженными противозадирными свойствами, в отдельных случаях ее применяют при Vs до 8 м/с. При малых скоростях скольжения (Vs<2 м/с) червячные колеса можно изготавливать из серых чугунов СЧ12, СЧ15, СЧ18 и др.

Ориентировочную скорость скольжения Vs, в зависимости от

Расчетную формулу, для определения допускаемых контактных напряжений зубьев червячного колеса [σH] выбирают по табл. 5.2 в зависимости от выбранного материала и твердости материала изготовления червяка HB (HRC).

где CV – коэффициент, учитывающий износ материала колеса принимаемый по таблице. 5.3;

KHL – коэффициент долговечности, определяемый по формуле

NHE

Здесь NHlim=107 – базовое число циклов нагружения;

NHE – эквивалентное число циклов нагружения, определяемое по формуле

NHE = 60LH n2 ,

где LH – требуемая долговечность передачи, ч; n2 – частота вращения вала червячного колеса, мин-1.

Таблица 5.3

Значения коэффициента Cv

Здесь NFlim=106 – базовое число циклов;

NFE = NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

5.2. Проектировочный расчет червячной передачи

При проектировочном расчете определяют ориентировочное значение межосевого расстояния червячной передачи, исходя из контактной выносливости поверхностей зубьев червячного колеса, а затем, после уточнения параметров передачи, определяют действительные контактные и усталостные изгибные напряжения и сравнивают их с допускаемыми.