|
|
Расчет червячной передачи по контактным напряжениямОсновное значение для червячных передач имеют расчеты на сопротивление контактной усталости, усиленному износу и заеданию. Расчет передачи проводят по контактным напряжениям, причину выхода из строя учитывают при выборе допускаемых напряжений. Несущая способность передач с цилиндрическими червяками основных типов близка (кроме передач с вогнутым профилем витка червяка). Поэтому расчеты для передач с архимедовым червяком распространяют на передачи с другими цилиндрическими червяками. В качестве исходной принимают формулу Герца для начального линейного контакта двух цилиндров по их образующим. Коэффициент Пуассона считают равным 0,3:
где
E — приведенный модуль упругости материала,
где
Витки архимедова червяка в осевом сечении имеют прямолинейный профиль, тогда
Ширину колеса
длина контактных линий для одного зуба с учетом его наклона
где
Нормальная погонная нагрузка
Подставив в зависимость (12.34) выражения для
В проектном расчете выражают из (12.39) межосевое расстояние передачи, полагая
На этапе проектного расчета параметры передачи
В дальнейшем, после округления При действии пиковой нагрузки проверяют статическую прочность рабочих поверхностей зубьев колеса. Максимальные контактные напряжения:
где В передачах с вогнутым профилем витков червяка ZT (рис. 12.11,6) контактные линии располагаются под большими углами к вектору скорости скольжения, чем в передачах с другими видами цилиндрических червяков. Это обеспечивает лучшие условия для образования масляного клина. Для передач ZT характерны также большие приведенные радиусы кривизны и расположение линии зацепления ближе к основанию зуба колеса. Несущая способность таких передач значительно выше, чем обычных с цилиндрическим червяком. Расчет передач с вогнутым профилем витков червяка выполняют по общим для червячных передач зависимостям, уменьшая вращающий момент на колесе делением его на коэффициент
где
В большинстве случаев напряжения изгиба не определяют размеры передачи и являются значимыми только при больших числах зубьев колес Расчет ведут для зубьев колеса, так как витки червяка значительно прочнее. За основу принят расчет косозубых цилиндрических колес. Повышенная прочность зубьев червячных колес связана с их дуговой формой и естественным смещением во всех сечениях, кроме среднего (см. рис. 12.5). Напряжения изгиба у основания зубьев
где После подстановки выражения для нормальной погонной нагрузки из (12.38) получают
Максимальные напряжения изгиба при действии пиковой нагрузки
  Система охраняемых территорий в США Изучение особо охраняемых природных территорий(ООПТ) США представляет особый интерес по многим причинам...  ЧТО И КАК ПИСАЛИ О МОДЕ В ЖУРНАЛАХ НАЧАЛА XX ВЕКА Первый номер журнала «Аполлон» за 1909 г. начинался, по сути, с программного заявления редакции журнала...  ЧТО ПРОИСХОДИТ, КОГДА МЫ ССОРИМСЯ Не понимая различий, существующих между мужчинами и женщинами, очень легко довести дело до ссоры...  Что способствует осуществлению желаний? Стопроцентная, непоколебимая уверенность в своем... Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте:
|
(12.34)
— нормальная погонная нагрузка;
— приведенный радиус кривизны;
(12.35)
— модули упругости материалов червяка и венца колеса. Приведенный радиус кривизны
— радиусы кривизны витков червяка и зубьев червячного колеса. Зубья червячного колеса имеют криволинейный профиль, близкий к эвольвентному, для них радиус кривизны выражают, как и для косозубого цилиндрического колеса, через радиус кривизны эквивалентного прямозубого колеса (рис. 12.10)
и
(12.36)
по дуге начальной окружности выражают через начальный диаметр червяка dw1 и угол охвата 
червяка зубьями колеса (см. рис. 12.5):
Одновременно в зацеплении с витками червяка находятся несколько зубьев, поэтому суммарная длина контактных линий
— торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса. При расчетах принимают 
и 
2. Тогда суммарная длина контактных линий
(12.37)
. Используя выражения для 
и для 
из (12.37), получают:
(12.38)
из (12.38), (12.36), (12.11), (12.5) и (12.19), а также 
выразив модуль из (12.9) 
и приняв 
, получают зависимость для проверочного расчета червячной передачи по контактным напряжениям:
(12.39)
и 
обычно неизвестны, поэтому как первое приближение принимают 
и получают
(12.40)
до ближайшего стандартного значения и определения 
и 
проводят проверочный расчет по (12.39).
(12.41)
— максимальный вращающий момент на валу колеса.
— скорость скольжения в зацеплении, м/с.
Расчет червячной передачи по напряжениям изгиба зуба колеса
— коэффициент, учитывающий форму зубьев, определяется по эквивалентному числу зубьев 
; 
— нормальный модуль, 
; множитель 
учитывает наклон зуба и работу зуба как пластины, а не как балки.
(12.42)
(12.43)