Тоность зубчатых передач.

Качество передачи связано с ошибками изготовления зубчатых колес и деталей (корпусов, подшипников и валов), определяющих их взаимное расположение. Деформация деталей под нагрузкой также влияет на качество передачи. Основными ошибками изготовления зубчатых колес являются ошибка шага и формы профиля зубьев и ошибки в направлении зубьев относительно образующей делительного цилиндра. Ошибки шага и профиля нарушают кинематическую точность и плавность работы передачи. В передаче сохраняется постоянным только среднее значение передаточного отношения i. Мгновенные значения i в процессе вращения периодически изменяются. Колебания передаточного отношения особенно нежелательны в кинематических цепях, выполняющих следящие, делительные и измерительные функции (станки и приборы и др.) В силовых быстроходных передачах с ошибками шага и профиля связаны дополнительные динамические нагрузки, удары и шум в зацеплении. Ошибки в направлении зубьев в сочетании с перекосом валов вызывают неравномерное распределение нагрузки по длине зуба. Показатели точности зубчатых колес и передач регламентированы ГОСТ 1643-81 (Передачи зубчатые цилиндрические) и ГОСТ 1758-81 (Передачи зубчатые конические и гипоидные). Этими стан­дартами установлено 12 степеней точности (от 1-й до 12-й). До­пуски и предельные отклонения не стандартизованы для 1-й, 2-й и 1, 2, и 3-й степеней точности соответственно цилиндрических и конических передач. Каждая степень точности характеризуется тремя показателями: 1) нормой кинематической точности, регламентирующей наибольшую погрешность передаточного отношения или полную погрешность угла поворота зубчатого колеса в пределах одного оборота (в зацеплении с эталонным колесом); 2) нормой плавности работы, регламентирующей многократно повторяющиеся циклические ошибки передаточного отношения или угла поворота в пределах одного поворота; 3) нормой контакта зубьев, регламентирующей ошибки изготовления зубьев и сборки передачи, влияющие на размеры пятна контакта в зацеплении (распределения нагрузки по длине зубьев).Наиболее распространены 6-я...9-я степени точности. Степень точности можно выбрать, руководствуясь данными табл. 10.4 для зубчатых передач. Степени точности характеризуются кинематической точностью, плавностью работы передачи, пятном контакта зубьев. Независи­мо от степеней точности стандартизованы виды сопряжений колес Н(нулевой зазор), Е (малый зазор), D и С(уменьшенный зазор), В(нормальный), А(увеличенный)(во избежание заклинивания зубьев в зацеплении должен быть боковой зазор) и 8 видов допуска на боковой зазор, обозначаемых в порядке возрастания h, d, с, b, a, z, у, х.

43.Расчёт на прочность по контактным напряжениям червячных передач

Контактные напряжения образуются в месте соприкосновения двух тел в тех случаях, когда размеры площадки касания малы по сравнению с размерами тел. Червячные передачи, так же как и зубчатые, рассчитывают по напряжениям изгиба и контактным напряжениям. В отличие от зубчатых в червячных передачах чаще наблюдается износ и заедание, а не выкрашивание поверхности зубьев. Повышенный износ и заедание червячных передач связаны с большими скоростями скольжения и неблагоприятным направлением скольжения относительно линии контакта. Для предупреждения заедания ограничивают значения контактных напряжений и применяют специальные антифрикционные пары материалов: червяк – сталь, колесо – бронза или чугун. Устранение заедания в червячных передачах не устраняет абразивного износа зубьев. Интенсивность износа зависит от значения контактных напряжений. Поэтому расчет по контактным напряжениям для червячных передач является основным. Основное уравнение:

ƃ_н =0,148(q₄E_пр/p_пр(это буква ро)) - выражение в скобках берем под корень.

Для архимедовых червяков радиус кривизны витков червяка в осевом сечении р₁(ро)=бесконечности. При этом находим

1/p_пр≈2cos²γ/(d₂sinα)

По аналогии с косозубой передачей, удельная нагрузка для червячных передач:

q_ч=F_nK_н/l_∑=F_t2K_H/l_∑cosαcosγ=2T₂K_H/d₂d₁δε_αξcosα,

где l_∑=d₁δε_αξ/cosγ – суммарная длина контактной линии, ε_α =1,8…2,2 – торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса; ξ≈0,75 – коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии в связи с тем, что соприкосновение осуществляется не по полной дуге обхвата.ƃ_н=1,8(E_прТ₂К_Нcos²γ/d²₂d₁δε_αξ sin2α)больше либо равно[ƃ_н] (выражение в скобках берем под корень.)Для проектного расчета предыдущую формулу решают относительно d₂, заменяя d₁=qm=qd₂/z₂ и принимая α=20⁰,К_Н≈1,1,γ≈10⁰, 2δ=100⁰=1,75 рад, ε _α =1,9, ξ=0,75. При этом d₂=1,25 {E_прТ₂/[ ƃ_н]²(q/z₂)}, то что в таких скобках{} берем под корень кубический.

Учитывая а _w=0,5 d₂(q/z₂+1), решаем формулу относительно межосевого расстояния

а _w=0,625(q/z₂+1) {E_прТ₂/ [ ƃ_н]²(q/z₂)}, то что в таких скобках{} берем под корень кубический.

E_пр=2Е₁Е₂/(Е₁+Е₂), где Е₁ и Е₂ – модули упругости материалов червяка и колеса: Е₂=2,1*10⁵МПа – сталь; Е₂=0,9*10⁵МПа – бронза, чугун. При проектном расчете отношением q/z₂ задаются. При этом учитывают следующее. Неравномерность распределения нагрузки в зацеплении существенно зависит от прогиба червяка. В свою очередь, этот прогиб зависит от диаметра червяка и расстояния между опорами. Диаметр червяка пропорционален q, а расстояние между опорами пропорционально диаметру колеса или z₂. Поэтому при больших z₂ следует принимать большие q. Однако при увеличении q уменьшаются γ и кпд, а также увеличиваются габариты передачи. Для силовых передач принимают q/z₂=0,22…0,4.В качестве исходной формулы принята формула Герца. Витки архимедова червяка имеют профиль прямобочной рейки и радиус кривизны р₁=1(ро). Зубья червячного колеса имеют эвольвентный профиль и приведенный радиус кривизны, как для косозубого эвольвентного колеса, будет:(ро)р_ν=р₂=d₂sinα/2cos²γ, т.е. будет больше чем у прямозубого в 1/cos²γ раз.

По аналогии с косозубой передачей удельная нагрузка q _r=F_n/l _∑=F_t2/ l _∑cosαcosγ=2T₂*360/ d₂d₁π2 δε_αξcosα, где l _∑= π d₁/ cosγ*2δ⁰/360⁰ε_αξ – суммарная длина контактных линий.

ε_α≈1,8…2,2 – коэффициент торцевого перекрытия в средней плоскости червячного колеса. ξ ≈0,75 – коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактных линий (соприкосновение червяка с колесом осуществляется по полной дуге обхвата 2δ).Для расчетов потребуется приведенный модуль упругости: Е_пр=2Е₁*Е₂/Е₁+Е₂, Е₁ и Е₂ – модули упругости материалов червяка и колеса. Примем для бронзы Е₂=0,9*10⁵ Н/мм²(МПа), для стали Е₁=2,15*10⁵ Н/мм²(МПа). Коэффициент Пуассона: ν=0,3(ню), 2δ=100⁰, γ≈10⁰, угол профиля α=20⁰, ε _α =1,8 и тогда после подстановки данных значений в формулу Герца и проведен.соотв-х преобразований получим выражение для контактных напряжений в червячных передач.

ƃ_н=5400/ z₂/ q(следующее выражение берем под корень) z₂/ q+1/ а _w* T₂K_Hбольше либо равно [ ƃ_н]. Для проектного расчета передач это выражение преобразуют к виду для а _w: а _w= z₂/ q+1(следующее выражение берем под корень кубический)(5400/ [ ƃ_н] z₂/ q)²*T₂K_H, где T₂ – крутящий момент на колесе, Н*м. K_H – коэффициент расчетной нагрузки. Для червячных передач K_Hприбл-но принимаем ≈К_F≈К_V*К_β,где К_V- коэффициент динамической нагрузки, К_β-коэффициент неравномерности нагрузки. При достижении высокой точности изготовления и скорости скольжения червяка относительно колеса V больше либо равно 3м/с, коэффициент К_V≈1

Дата добавления: 2015-07-14