Расчет на сопротивление контактной усталости
Исходной является формула (4.6), которая в параметрах эквивалентной цилиндрической прямозубой передачи имеет вид:
σН = ZEZHZε[FtKH (uv + 1) / (bvdv1uvUН)]1/2, (4.15)
где UН – коэффициент, учитывающий влияние на несущую способность вида конической передачи: для прямых зубьев UН = 0,85; для круговых зубьев UН является функцией передаточного числа и твердости зубьев (UН > 1). Нагрузочная способность передачи с круговыми зубьями в 1,4…1,5 раза выше, чем с прямыми.
Подставив в формулу (4.15) значения параметров, после преобразования получим формулу дляпроверочного расчета стальных конических зубчатых передач на сопротивление контактной усталости при Кbe = 0,285:
σН = 6,7∙104[T2КHu / (U H dе23)]1/2 ≤ σHP, (4.16)
где КН = KAKНβКНV – коэффициент нагрузки.
По ГОСТ 12289-76 стандартными являются dе2, и, b.
Поэтому в проектировочном расчете по формуле (4.16) целесообразно определять внешний делительный диаметр колеса
dе2′ = 1650[T2КHu / (U HσHP2)]1/3,
где T2 , Н∙м; σНР , МПа; dе2′, мм .
Диаметр dе2′ округляют в большую сторону по ГОСТ 12289-76 (Ra 20).
Расчет на сопротивление усталости при изгибе
Расчет ведут по зубу шестерни.
Исходной является формула (4.9) для эквивалентной прямозубой цилиндрической передачи, которая для зубьев конической передачи будет иметь вид:
σF1 = Ft КFYFS1 / (bmnmUF) ≤ σFP1; σF2 = σF1YFS2 / YFS1 ≤ σFP2, (4.17)
где КF = KAKFβКFV – коэффициент нагрузки на изгиб; UF – коэффициент, учитывающий влияние вида конической передачи при изгибе (для прямых зубьев UF = 0,85); YFS – коэффициент формы зуба: определяется по формуле (графикам) для прямозубых цилиндрических передач в зависимости от zvnm = z / (cosδcos3βm).
В проектировочном расчете открытыхили закрытых высокотвердых передач (HRC > 56) из условий изгиба (формула (4.17)) определяют модуль:
mte′ = 14[T1КFYFS1 / (ψmUFz1σFP1)]1/3,
где ψm = b / mte – коэффициент ширины венца по внешнему модулю.
Величинами ψm и z1 следует предварительно задаваться. Модуль mte′ округляют по ГОСТ 9563-60 в большую сторону.
В силовых передачах mte ≥ 1,5…2 мм.
ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Общие сведения
Червяк (z1)1 (рис. 5.1) – это винт с трапецеидальной или близкой к ней резьбой. Червячное колесо (z2) 2 – косозубое цилиндрическое колесо с вогнутыми по длине зубьями.
Червячная передача – зубчато-винтовая передача с преобразованием движения по принципу винтовой пары. Направление витков червяка и зубьев колеса одинаковое. Ведущим является червяк. Вращение определяется по типу завинчивания винта и гайки. При этом направление вращения колеса зависит от расположения червяка (верхний, нижний).
Тип передачи определяют по червяку.
В зависимости от формы внешней поверхности червяка передачи бывают
|
Рис. 5.1
На практике в основном применяют передачи с цилиндрическими червяками.
В зависимости от способов нарезания винтовой поверхности червяка различают линейчатые (винтовые поверхности могут быть образованы прямой линией) и нелинейчатые червяки.
Нарезание линейчатых червяков осуществляют прямолинейной кромкой резца на токарно-винторезных станках. Это архимедов(его обозначают ZA), конволютный(ZN) и эвольвентный червяки (ZI).
Нелинейчатые червяки нарезают дисковыми фрезами конусной (червяки
ZK) или тороидальной(червяки ZT) формы. Витки нелинейчатых червяков во всех сечениях имеют криволинейный профиль: в нормальном к витку сечении выпуклый, в осевом сечении - вогнутый.
Для силовых передач следует применять эвольвентные и нелинейчатые
червяки.
В червячных передачах стандартным (ГОСТ 19672-74) является осевой модуль.
На работоспособность червячной передачи сильно влияет жесткость червяка. Для исключения маложестких червяков введен стандартный параметр q – коэффициент диаметра червяка: q = 8; 10; 12,5; 16; 20; 25.
Диаметр делительной окружности, где толщина витка равна ширине впадины, червяка: d1 = mq.
|
Рис. 5.2 | Угол a профиля: для червяков ZA, ZN, ZI a = 20°; для ZT a = 22°. Делительный угол g подъема витка червяка (рис. 5.2): tg g = Ph / (pd1), где Ph = Pz1 – ход витка, Р – шаг червяка; tg g = pmz1 / / (pmq) = z1 / q. Зубья червячных колес нарезают червячными фрезами, которые являются копи- ями червяков с режущими кромками на витках | ||
Рис. 5.3 | и имеют больший (на два размера радиального зазора в зацеплении) наружный диаметр. Заготовка колеса и фреза совершают те же движения, какие имеют червячное колесо и червяк при работе. Основные геометрические размеры венца червячного колеса определяют в среднем его сечении (рис.5.3). Во избежание подреза ножки зуба при нарезании число зубьев z2 принимают больше 28; максимально 80. Оптимальным является z2 = 32…71. Диаметр делительной окружности |
колеса d2 = mz2.
Межосевое расстояние червячной передачи a = 0,5(d1 + d2) = 0,5m(q + z1).
Передаточное число u = z2 / z1. Так как z1 = 1, 2 и 4, z2 = 28…80, то в одной паре можно получить u = 7…80.
Для сокращения номенклатуры червячных фрез (копии червяков) по ГОСТ 2144 – 93 стандартизованы параметры: u, aw, m, q, z1, z2.
С целью вписания передачи с произвольно заданным передаточным числом u в стандартное межосевое расстояние aw выполняют смещение (xm) фрезы при нарезании зубьев колеса (рис. 5.3):
aw = a + xm; aw = 0,5m(q + z2 + 2x), (5.1)
отсюда x = (aw / m) – 0,5(q + z2).
Если a = aw, то x = 0 – передача без смещения. Предпочтительны положительные смещения – повышается прочность зубьев колеса.
Рекомендуют для передач с червяками:
1) ZA, ZN, ZI–1 £ x £ + 1 (предпочтительно x = 0,5). Из формулы (5.1) следует, что при aw = const за счет смещения в пределах x = ± 1 можем иметь z2 = z2ГОСТ m 2, т.е. стандартное число зубьев z2ГОСТ можем изменять в пределах двух зубьев, что позволяет варьировать u = z2 / z1, отличая его от стандартного.
2) ZT1,0 £ x £ 1,4 (предпочтительно x = 1,1…1,2).
Силы в зацеплении
В плоскости зацепления b – b (рис. 5.4, а) на витки червяка и зубья колеса действует нормальная сила Fn.
|
Дата добавления: 2021-07-22; просмотров: 347;