- •Проектирование цилиндрических червячных передач
- •Червячные передачи
- •Критерии работоспособности червячных передач
- •Расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям
- •Расчёт зубьев червячного колеса на усталость при изгибе
- •Допускаемые напряжения
- •Допускаемые напряжения изгиба
- •Порядок проектного расчета закрытой червячной передачи
- •Цель расчета:
- •Литература
- •Издательство «Нефтегазовый университет»
- •625000, Г.Тюмень, ул. Володарского, 38
- •625000, Г.Тюмень, ул. Володарского, 38
Расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям
В основу расчета положена формула Г. Герца для определения максимальных контактных напряжений при линейном контакте (рис.1):
(1)
Ввиду значительного скольжения уравнение (1), применительно к расчету червячной передачи, является эмпирическим и не отражает существа физических явлений в зацеплении. Это несоответствие компенсируется выбором допускаемых напряжений, полученных на основе экспериментальных данных.
Рис.1. Схема к расчету зубьев по контактным напряжениям
Рис.2. Схема к расчету зубьев по напряжениям изгиба (напряжения сжатия от силы Fr пренебрежимо малы).
Формулы проектного и проверочного расчетов по контактным напряжениям (табл.3) получены подстановкой параметров червячного зацепления в уравнение (1).
Таблица 3
Основные формулы для расчета червячной передачи
Формулы проектного расчета |
|
|
Формулы проверочного расчета |
по контактным напряжениям |
|
по напряжениям изгиба |
|
Расчёт зубьев червячного колеса на усталость при изгибе
Точное определение напряжений изгиба в зубьях червячного колеса невозможно из-за переменной формы зуба по ширине колеса, а также из-за того, что основание зуба представляет дугу окружности.
По аналогии с расчётом зубчатых передач, при расчёте на изгиб зуб червячного колеса условно рассматривают как консольную балку, нагруженную на конце нормальной к её поверхности силой Fn . Опасное сечение расположено у основания зуба (рис.2). Пренебрегая, в виду их малости, напряжениями сжатия исходное уравнение прочности :
(2)
Формула проверочного расчёта передачи по напряжениям изгиба (табл.3) получена подстановкой в уравнение (2) параметров зуба.
Допускаемые напряжения
Для нормальной работы передачи напряжения в зубе должны быть меньше допускаемых напряжений H и [F].
Выбор допускаемых контактных напряжений H для материалов производится по условию сопротивления контактной усталости зубьев червячного колеса с учётом износа и ресурса передачи. Выбор H для материалов и групп должен обеспечивать отсутствие в червячной паре заедания в зависимости от скорости скольжения. Ресурс передачи при этом значения не имеет.
Допускаемое контактное напряжение H0 при числе циклов перемены напряжений NK =107 для материалов группы:
(3)
Коэффициент 0,9 – для червяков с твёрдыми (H45HRC) шлифованными и полированными витками; 0,75 – для червяков при твёрдости 350 HB; b принимают по таблице 2.
Для определения значения допускаемого контактного напряжения H при заданном числе циклов NK , отличной от базы испытаний (107) , в расчёт вводится коэффициент долговечности KHL.
Коэффициент долговечности:
, (4)
где NHE = μHNк – эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса; μH – коэффициент эквивалентности.
Суммарное число циклов перемены напряжений:
, (5)
где Lh – время работы передачи, ч.
При задании режима нагружения циклограммой моментов (рис.3) коэффициент μH эквивалентности вычисляют по формуле:
, (6)
где Ti, ni, Lhi – вращающий момент на i-ой ступени нагружения, соответствующие ему частота вращения и продолжительность действия; Tmax , n – наибольший момент из длительно действующих(номинальный) и соответствующая ему частота вращения.
Значения коэффициента μH эквивалентности для типовых режимов нагружения (рис.4) приведены в табл.4.
Допускаемые контактные напряжения при числе циклов перемены напряжений NK:
, (7)
где СV – коэффициент, учитывающий скорость скольжения (см. табл.5) или по формуле .
Рис. 3. Циклограмма моментов
нагружения
Рис.4Типовые режимы
нагружения: 0-постоянный;
I-тяжелый; II-средний
равновероятный;III-средний
нормальный; IV-легкий;
V-особо легкий.
Таблица 4
Обозначение режима на на рис.3 |
Коэффициенты эквивалентности
|
|
H |
F |
|
0 |
1,0 |
1,0 |
I |
0,416 |
0,2 |
II |
0,2 |
0,1 |
III |
0,121 |
0,04 |
IV |
0,081 |
0,016 |
V |
0,034 |
0,004 |
Таблица 5
Коэффициент интенсивности изнашивания материала колеса Сv
Vs, м/с |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
Сv |
1,33 |
1,21 |
1,11 |
1,02 |
0,95 |
0,88 |
0,83 |
0,8 |
Материалы II группы обладают повышенными механическими характеристиками (H, σb], но имеют пониженные противозадирные свойства.
Допускаемые контактные напряжения
, (8)
где [σH]0=300 МПа для червяков с твёрдостью на поверхности витков ≥45HRC; [σH]0=250 МПа для червяков при твёрдости ≤ 350 HB.
Для материалов III группы допускаемые контактные напряжения
. (9)
Формулы по определению предельных допускаемых контактных напряжений [σH]max для проверки червячных передач на прочность при действии кратковременных перегрузок, не учитываемых в основном расчёте приведены в табл.6.
Допускаемые напряжения изгиба [σF] принимают по табл.7.
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев
, (10)
где F – коэффициент эквивалентности.
При заданной циклограмме моментов коэффициент F эквивалентности определяют по формуле:
(11)
Таблица 6
Группа |
Материал |
Допускаемые контактные напряжения при рабочей нагрузке [σH] |
Допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках [σH]max
|
I |
Бр010Ф1 Бр010Н1Ф1 Бр05Ц5С5
|
|
|
II |
БрА9Ж4 БрА9ЖЗЛ БрА10ЖЗМц1,5
|
|
|
III |
СЧ 15 СЧ 20
|
|
|
Таблица 7