Навантаження зубчастих передач

Визначаємо номінальний крутий момент на валу зубчастого колеса циліндричних прямозубчастих передач і косозубчастих з невеликою різницею твердості коліс

Т ₂= ([σ _H ]²_cep ψ _bdu ² d ₁³) / K_d ³ K_{H β} (u + 1));

для циліндричних косозубчастих коліс з великою різницею твердості зубців шестерні і зубчастого колеса

Т ₂ = ([σ _H ]²₂ ψ _bdu ² d ₁³) / K_d ³ K_{H β} (u + 1)),

де K_d = 770 – для прямозубчастих коліс; K_d = 675 – для косoзубчастих коліс; K_{H β} =1,3 – коефіцієнт, який враховує нерівномірність навантаження по ширині зубчастого вінця,

для конічних коліс

Т ₂ = [σ _H ]²_cep 0,85ψ _bdu ² d ³ _{m 1}) / K_d ³ K_{H β} .

Звіт по лабораторній роботі № 1

Визначення основних параметрів прямoзубчастої передачі

Ескіз шестерні

Ескіз зубчастого колеса

Результати виміру параметрів шестерні і зубчастого колеса

Основні геометричні параметри циліндричної прямозубчастої передачі

Навантаження циліндричної прямозубчастої передачі.
Визначення крутного моменту

Дата___________ 200__ р.

Виконав студент ___________ гр._______

Перевірив викладач___________________

Звіт по роботі № 1

Визначення основних параметрів косозубчастої циліндричної передачі

Eскіз шестерні

Ескіз зубчастого колеса

Результати виміру параметрів шестерні і зубчастого колеса

Основні геометричні параметри циліндричної косозубчастої передачі

Навантаження циліндричної косозубчастої передачі.
Визначення крутного моменту

Дата___________ 200__ р.

Виконав студент____________ гр._______

Перевірив викладач___________________

Звіт по роботі № 1

Визначення основних параметрів прямозубчастої конічної передачі

Ескіз шестерні

Ескіз зубчастого колеса

Результати виміру параметрів шестерні і колеса

Параметри зачеплення конічної зубчастої передачі

Навантаження конічних прямозубчастих передач.
Визначення крутного моменту

Дата___________ 200__ р.

Виконав студент____________ гр._______

Перевірив викладач___________________

3. Черв'ячні передачі

Черв'ячні передачі призначені для передавання обертального руху між: валами, осі яких перехрещуються. Кут перехрещення звичайно дорівнює 90°.

Черв'ячна передача (рис. 3.1) складається з обертового гвинта, який називають черв'яком, і черв'ячного колеса, що має на своєму ободі зубців, які зачіплюються з витками черв'яка. Тому черв'ячні передачі належать то зубчасто-гвинтових. Ведучою ланкою звичайно є черв'як.

Рис. 3.1

Черв'ячні передачі набули поширення у різних галузях машинобудування і суднобудування, оскільки характеризуються плавністю і безшумністю роботи, точністю переміщення, можливістю забезпечення великих передаточних чисел при невеликому габариті і самогальмуванні. До недоліків черв'ячних передач можна віднести досить низький ККД, невелику порівняно із зубчастими передачами передаваєму потужність, звичайно не більше 70 кВт.

Черв'як (рис 3.2), як гвинт характеризується осьовим кроком нарізки P_t = π m, а для багато західних черв'яків – ще й ходом P_z, причому P_z = Pz ₁, де z ₁ – число заходів черв'яка, m – розрахунковий модуль. Стандартні значення модуля m визначаються в осьовому перерізі черв'яків і повинні відповідати такими значеннями (ГОСТ 2144–93), табл. 3.1.

Рис.3.2.

Таблиця 3.1

Примітка. Слід надавати перевагу значенням 1-ого ряду, допускається застосувати в технічно обумовлених випадках для редукторів загальномашинобудівного застосування.

Коефіцієнт діаметра черв'яка d ₁ – ділильний діаметр черв’яка.

Коефіцієнт діаметра черв'яка та модуль черв'ячної передачі стандартизовані.

Стандартні значення коефіцієнтів діаметра черв'яка q повинні відповідати таким значенням (ГОСТ 2144–93):

1-й ряд: 6.3; 8.0; 10.0; 12.5; 16; 20; 25.

2-й ряд: 7.1; 9.0; 11.2; 14.0; 18.0; 22.4.

Примітка. Слід надавати перевагу значенням 1-го ряду. Допускається застосування коефіцієнтів черв'яка 7,5 і 12,0. Черв'яки передач, за винятками обумовлених кінематикою привода, повинні мати правий напрямок витків.

Стандартом на силові черв'ячні передачі передбачено застосування черв'яків із числом заходів z ₁ = 1; 2; 4.

3.1. Основні геометричні параметри черв'яка

Ділильний діаметр d ₁ = mq.

Ділильний кут підйому витка черв'яка γ

Величина кутів підйому γ, яка відповідає стандартним значенням q, табл. 3.2.

Таблиця 3.2

Висота зуба

h = h_a + h_f = 1 m + 1,2 m = 2,2 m,

де h_a – висота головки витка h_a = 1 m; h_f – висота ніжки витка h_f = 1,25 m; діаметр вершин витків d_{a 1} = d₁ + 2 m; діаметр западин d_{f 1} = d ₁ – 2,4 m.

Довжина нарізної частини черв'яка при кількості витків z ₁:

при z ₁ = 1–2; b ₁ ≥ (11 + 0,06 z ₂) m;

пpи z ₁ = 4 b ₁ ≥ (12,5 + 0,09 z ₂) m,

де z ₂ – кількість зубців черв'ячного колеса.

3.2. Основні геометричні параметри черв'ячного колеса

Умовний кут охоплення черв'яка 2δ зубцями вінця черв'ячного колеса знаходять за формулою

ділильний діаметр червячного колеса

d ₂ = mz ₂;

діаметр вершин зубців

d_{а 2} = d ₂ + 2 m;

діаметр западин

d_{f 2} = d ₂ – 2,4 m.

Ширина вінця b ₂ та найбільший діаметр D_{aM 2}, які відповідають куту охоплення 2δ = 100°, розраховуються за формулами табл. 3.3.

Таблиця 3.3

Міжосьова відстань черв’ячної передачі

а _ω = 0,5(q + z ₂) m.

3.3. Визначення допустимих контактних напружень черв'ячної передачі

Допустимі контактні напруження визначають залежно від матеріалів зубців черв'яка коліс, твердості витків черв'яка, швидкості ковзання та ресурсу.

Для матеріалів вінця черв'ячного колеса першої групи (V_s ≤ 25...35 м/с)

[σ _H ] = K_HL C_v [σ _{H 0}], МПа,

де K_hl – коефіцієнт довговічності при розрахунку на контактну міцність, приймаймо K_HL =1,0; C_V – коефіцієнт, який враховує інтенсивність спрацювання зубців колеса від швидкості ковзання, приймаймо в середньому C_V = 0,9; [σ _{H 0}] – допустиме контактне напруження, яке відповідає границі контактної витривалості при кількості циклів навантаження 10⁷.

Для матеріалів вінця черв'ячного колеса другої групи (V_s £ 5 м/с)

[σ _H ] = [σ _{H 0}] – 25 V_s, МПа,

де V_s – швидкість ковзання, V_s = (4 n ₁ / 10⁵) , м/с; Т ₂ – крутий момент на черв'ячному колесі, Н×м; n ₁ – частота обертання черв'яка, хв^–1; [σ _{H 0}] = (0,75...0,9) σ_тим; σ_тим – границя міцності бронзи при розтягуванні, σ_тим = 200 МПа.

Для матеріалів вінця черв'ячного колеса третьої групи (V_s < 2 м/с)

[σ _H ] = (175 – 35 V_s), МПа.

Визначимо допустимий крутний момент Т ₂, Н×м, який може витримати черв’ячне колесо:

де K_H – коефіцієнт навантаження, K_H = K_v K _β; K_v – коефіцієнт динамічного навантаження; К _β – коефіцієнт концентрації.

Як було визначено раніше, однією із переваг черв'ячної передачі є плавність і безшумність роботи. Тому динамічні навантаження невеликі. При достатньо високій точності виготовлення приймають K_v ≈ 1,0... 1,3; K _β ≈ 1,0 при постійному навантажені; приймаймо K_H = 1,0. Допустимі напруження черв'ячного колеса, яке працює в парі з черв'яком зі сталі 45 – [σ _H ] = (170...180) МПа.

По заданим параметрам викреслюють ескізи.