Силы зацепления в редукторе это

Силы в зацеплении зубчатых колёс, распределённые по контактной площадке зубьев, при расчётах заменяют равнодействующей силой F_n, нормальной к рабочим поверхностям зубьев колёс, действующей вдоль линии зацепления N — N и приложенной в полюсе зацепления Р (рис. 24, а).

Рис. 24. Силы в зацеплении прямозубых передач:

F_n, F_t и F_r — нормальная, тангенциальная и радиальная силы в зацеплении; Т₁ и Т₂ — крутящий момент на шестерне и колесе; n₁ и n₂ — частота вращения шестерни и колеса; α_ω — угол зацепления

Точка приложения силы F_n (полюс зацепления Р) перемещается при работе передачи по линии зацепления N — N. Для прямозубых цилиндрических колёс силу F_n можно разложить на две составляющие — окружную силу F_t и радиальную силу F_r. На ведущем колесе (шестерне) направление крутящего момента Т₁ противоположно действию силы F_t, на ведомом колесе их направления совпадают (рис. 24, б).

При заданном крутящем моменте:

Для косозубых передач сила F_n раскладывается на три составляющих: тангенциальную (окружную) F_t, радиальную F_r и осевую F_a силы (рис. 25).

Рис. 25. Схема сил, действующих в косозубой передаче:

F_n — нормальная сила; F_t — тангенциальная (окружная) сила; F_r — радиальная сила; F_a — осевая сила; β — угол наклона линии зуба по делительному диаметру; β_b — угол наклона линии зуба в плоскости зацепления; α_ω — угол зацепления; α_tω — торцовый угол зацепления

При определении силы F_n, действующей в косозубой передаче, имеют значение следующие углы:

— угол наклона линии зуба β по начальному диаметру;

— угол наклона линии зуба β_b по плоскости зацепления;

— угол зацепления α_ω в нормальном к линии зуба сечении;

Исходя из геометрии векторов сил, действующих в косозубой передаче, можно записать:

Для конических передач действие сил в зацеплении зависит от геометрии зуба — передача с прямым или круговым зубом. Для прямозубой конической передачи действие сил изображено на рис. 26.

При определении силы F_n, действующей в конической прямозубой передаче, имеют значение следующие параметры:

— средний делительный диаметр шестерни d₁ и колеса d₂;

— крутящий момент на ведущем колесе Т₁;

— угол делительного конуса шестерни δ₁ и колеса δ₂.

Рис. 26. Схема действия сил в конической прямозубой передаче:

F_n — нормальная сила; F_t — тангенциальная (окружная) сила; F_r — радиальная сила; F_a — осевая сила; α_ω — угол зацепления; δ — угол делительного конуса

Исходя из геометрии векторов сил, действующих в конической прямозубой передаче, можно записать:

Силы, действующие в зацеплении.

3.5.7. Конические зубчатые колеса применяют в передачах, оси валов которых пересекаются под некоторым межосевым углом . Обычно = 90° (рис. 3.5.7).

Видео:Всё о ПОНИЖАЮЩЕМ РЕДУКТОРЕ С АВТОМАТИЧЕСКИМ СЦЕПЛЕНИЕМ для самодельной техники и мотоблокаСкачать

В сравнении с цилиндрическими конические передачи имеют большую массу и габариты, сложнее в из­готовлении и монтаже. Одно из конических ко­лес, как правило ше­стерня, располагается консольно, при этом всле­дствие повышенной де­формации консольного вала увеличиваются не­равномерность распреде­ления нагрузки по ши­рине зубчатого венца и шум. Осевые силы, возникающие в передаче, вызывают необходимость применения сложных опор.

Не смотря на указанные недостатки, конические колёса применяют во всех отраслях машиностроения, где по условиям компоновки машины необходимо передать движение между пересекающимися осями валов.

Конические колеса бывают с пря­мыми и круговыми зубьями. Ось кру­гового зуба — это дуга окружности соответствующе­го диаметра резцовой головки. Угол наклона кругового зуба переменный. За расчет­ный принимают угол на окружности среднего диа­метра колеса, обычно = 35°. Значение вы­бирают исходя из обеспечения плавности зацепления. Конические передачи с круговыми зубьями по сравнению с прямозубыми имеют большую нагрузочную способность, работают более плавно и, следовательно, динамические нагрузки и шум при их работе меньше.

Для конических передач установлено 12 степеней точности и соответственно нормы точности. Предельные окружные скорости для конических прямозубых (непрямозубых) колёс: при 6-й степени – до 12 (20) м/с , 7-й степени – до 8 (10) м/с, 8-й степени – до 4 (7) м/с, 9-й – до 1,5 (3) м/с.

В конических колесах вводят понятие «начальные конусы» — это две конические поверхности с общей вершиной и образующей, перекатывающиеся одна по другой без скольжения. При этом начальные и делительные конусы всегда совпадают. Углы делительных конусов обозначают и . Обязательным условием пердачи должно быть пересечение осей валов и образующих начальных конусов в одной точке.

Передаточное число при межосевом угле = 90°

Для конической прямозубой передачи рекомен­дуется = 2; 2,5; 3,15; 4, для передачи скруговыми зубьями возможны более высокие значения ; наиболь­шее значение = 6,3.

Профилирование эвольвентных зубьев конических колес выполняют приближённым способом Тредгольда — на поверхностях внешних дополни­тельных конусов с вершинами и , образующие которых перпендикулярны образующим делительных конусов. Поверхности дополнительных конусов легко развертываются на плоскость: образующие внешних дополни­тельных конусов и принимают за радиусы окружностей вершин эквивалентных цилиндрических колёс, образующие средних дополнительных конусов принимают за радиусы делительных окружностей эквивалентных цилиндри­ческих колес. Профили зубьев эквивалентных цилиндрических колёс используют в качестве профилей зубьев конических колес.

Внешние и внутренние допол­нительные конусы определяют ширину зубчатого венца .

Высота зуба, шаг и модуль конического колеса переменны по длине зуба. Они максимальны на внешнем дополнительном конусе и минимальны на внутреннем. Для удобства измерения контроль размеров колеса при его изготов­лении ведется по сечению зубьев поверхностью внешнего дополнительного конуса.

Высота зуба конического колеса переменна по длине зуба, а значит прочность зубьев конического колеса переменна по их длине. Поэтому прочность колес оценивается размерами по сечению зубьев шестерни поверх­ностью среднего дополнительного конуса, предполагая, что там лежит точка приложения нормальной силы (рис. 3.5.8), т.е. силы, действующей перпендикулярно к поверхности зуба по делительному конусу. Силу раскладывают на три составляющие: (окружная сила); (радиальная сила); (осевая сила).

Для колеса направление сил противоположно, при этом:

Направление окружных сил зависит от направления вращения колёс. Осевые силы всегда направлены от вершин конусов, радиальные — к осям вращения колёс.

3.5.8. Расчёт прямозубых конических передач на прочность выполняют по формулам прямозубой цилиндрической передачей, но для расчётов конические колёса заменяют эквивалентными цилиндрическими прямозубыми колёсами. Диаметры и число зубьев эквивалентных колес:

где — внешний делительный диаметр, — действительное число зубьев конического колеса.

Модуль зубьев эквивалентного цилиндрического колеса принимается равным модулю в среднем сечении зуба, а передаточное число эквивалентных колёс .

Кроме того, по опытным данным, нагрузочная способность конической передачи составляет 0,85 по сравнению с эквивалентной цилиндрической. Поэтому в знаменатель расчётных формул вводят 0,85 – коэффициент понижения допускаемой нагрузки для конических прямозубых передач.

С учётом сказанного, формула для проверочного расчёта зубьев для стального конического прямозубого колеса на контактную усталость:

Читайте также: Редуктор газовый автомобильный с клапанами

Тогда формула для проектного расчёта стального конического прямозубого колеса на контактнуюусталость:

или, так как основным размером, определяющим габариты конической передачи, является внешний диаметр колеса,

Формула для проверочного расчёта стального конического прямозубого колеса на усталость при изгибе:

Формула для проектного расчёта стального конического прямозубого колеса на усталость при изгибе:

По найденной величине среднего делительного окружного модуля определяется производственный модуль (внешний делительный окружной модуль).

Далее определяют остальные размеры колёс (рис. 3.5.9).

3.5.9. Эвольвентное зацепление, созданное в России в 1754 г. академиком Леонардо Эйлером, получило в технике самое широкое распространение благодаря своим достоинствам, но оно имеет и свои недостатки: ограниченная нагрузочная способность передач; по­вышенная чувствительность колес к перекосам из-за линейных контактов зу­бьев; существенные поте­ри на трение в заце­плении.

Ограниченная нагру­зочная способность объ­ясняется тем, что контакт зубьев происходит по ли­нии (практически по уз­кой площадке), располо­женной вдоль зуба. Вследствие малого приведенного ра­диуса кривизны рабочих поверхностей зубьев воз­никают значительные ко­нтактные напряжения, ограничивающие кон­тактную прочность зу­бьев.

Видео:Редуктор. Устройство. Конструкция. Виды и типы редукторовСкачать

Кроме того, возникают трудности при обеспечении необходимого линейчатого контакта сопряжённых зубьев, что вынуждает конструкторов прибегать к повышенной жёсткости валов, зубьев и корпусов, так как упругие деформации в конструкции передачи влекут за собой нарушение правильности зацепления.

Для повышения кон­тактной прочности, а сле­довательно, несущей спо­собности зубчатых перед­ач в 1954 г. М. Л. Нови­ковым было разработано новое зубчатое зацепле­ние (3.5.10), в котором первона­чальный линейный кон­такт (линейное эволь­вентное зацепление) заме­нен точечным зацеплением, в котором профили зубьев колес в торцовом сечении очерчены дугами окру­жности весьма близких радиусов. Зуб шестерни делается выпуклым, а зуб колеса — вог­нутым, что увеличивает их приведенный радиус кривизны, зубья соприкасаются на значительной длине — площадке контакта, тем самым повышая контактную прочность передачи примерно в 3-4 раза по сравнению с эвольвентными передачами тех же размеров.

В зацеплении Новикова вместо линии зацепления имеется точка зацепления. Зубья касаются только в момент прохождения профилей через эту точку, а непрерывность передачи движения обеспечивается винтовой формой зубьев. Поэтому зацепление Но­викова может быть только косозубым. Практически угол наклона зубьев = 10. 22°.

Теоретически доказано, что самой выгодной формой профиля зуба будет окружность с центром на линии центров.

Недостаткипередач Новикова:

· повышенная чувствительность к изменению межосе­вого расстояния;

· невозможность осуществления конструкции колёс с прямым зубом;

· ширина колёс должна быть не менее шести модулей зацепления;

· технологические трудности при производстве колёс.

Зацепление Новикова применяется для всех видов зубчатых передач как с наружным, так и внутрен­ним зацеплением.

Передачи с круговым зацеплением Новикова наи­более пригодны в тех случаях, когда нагрузочная способность передачи определяется контактной проч­ностью при твердости рабочих поверхностей менее 350 НВ, при относительно постоянных режимах и скоростях до 12 м/с. В этом случае их нагрузочная способность примерно в 2 раза больше, чем эвольвентных прямозубых передач.

Передачи с зацеплением Новикова стандартизо­ваны. Расчет их ведут аналогично расчету передач с эвольвентным зацеплением с учетом их особен­ностей. Результаты расчета показали, что га­бариты передач Новикова по сравнению с эвольвентными на 20. 25% меньше при одинаковом нагружении, т. е. они более компактны и допускают большие передаточные числа.

2.5.10. Планетарными называют пе­редачи, имеющие зубчатые колеса с перемещаю­щимися осями. Эти колеса называют сателлита­ми. Зубчатые колеса, с которыми сцепляются сател­литы, называют центральными. Геометрические оси этих колес совпадают с осью вращения ведущего и ведомого валов передачи, которую называют центральной осью.

Планетарная передача на рисунке 3.5.11 состоит из под­вижного центрального колеса с наружными зубья­ми, сателлитов, неподвижного центрального коле­са с внутренними зубьями и водила, на котором укреплены оси сателлитов.

Сателлиты совершают сложное движение — вра­щаются вокруг своих осей, закрепленных на водиле, и одновременно вместе с водилом вращаются вокруг центрального колеса, т. е. совершают движение, подобное движению планет солнечной системы, от­чего планетарные передачи и получили свое название.

При неподвижном центральном колесе движение может передаваться от центрального колеса к во­дилу или от водила к колесу, т. е. ведущим звеном в планетарной передаче может быть либо центральное колесо, либо водило. Это позволяет при одной и той же схеме передачи получать различные передаточные числа. В случае неподвиж­ного водила движение может передаваться от коле­са с внутренними зубьями к колесу с внешними зубьями или наоборот.

Планетарную передачу, в которой одно из цент­ральных колес неподвижно, называют простейшей.В отличие от простейшей планетарную передачу, в которой все зубчатые колеса и водило подвижны (свободны), называют дифференциальной.В дифференциальной передаче одно движение можно раскладывать на два или два движения соединить в одно. Например, движение колеса с внутренними зубьямираскладывается на два движения: движение колеса с внешними зубьями и движение водила.

Достоинства: большое передаточное число в одной ступени, а также малые габариты и масса. Снижение массы (обычно в 2. 4 раза и более) объясняется следующими причинами: распределением нагрузки между сателлитами, благодаря чему наг­рузка на зубья в каждом зацеплении уменьшается в несколько раз; широким применением зубчатых колес с внутренним зацеплением, обладающих по­вышенной нагрузочной способностью; малой нагруз­кой на опоры. При симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешива­ются. Планетарные передачи работают с меньшим шумом, что связано с повышенной плавностью внутреннего зацепления и меньшими размерами ко­лес.

Недостатки: повышенные требования к точ­ности изготовления и монтажа; резкое снижение КПД передачи с увеличением передаточного числа.

Планетарную передачу применяюткак редуктор с постоянным передаточным числом; как коробку скоростей, передаточное число в которой изменяется путем поочередного торможения различных звеньев (например, водила или одного из колес); как диффе­ренциальный механизм. Их успешно применяют в транспортном машиностроении, станкостроении, приборостроении и т. д.

ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

3.6.1. Червячной передачей (ЧП) называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещива­ющимися осями. Обычно червячная передача (рис. 3.6.1) состоит из чер­вяка1 и сопряженного с ним червячного колеса 2.Угол скре­щивания осей обычно равен 90°; неортогональные передачи встречаются редко. Червячные передачи относятся к передачам зацеплением, в которых движение осуществляется по принципу винтовой пары. Зубья колеса имеют вогнутую форму, что увеличивается длину контактных линий, а следовательно, улучшает качество работы передачи.

Читайте также: Редуктор давления с манометром италия

Обычно ведущее звено червячной передачи — червяк, но существуют механизмы, в которых ведущим звеном яв­ляется червячное колесо. Конструктивно червячные передачи чаще всего делают в закрытом ис­полнении.

Достоинства ЧП:

· возможность получения больших передаточных чисел в одноступенчатой передаче (до300 и бо­лее) при малых габаритах;

Видео:Автоматическое сцепление: плюсы и минусыСкачать

· высокая кинематическая точность и по­вышенная плавность работы;

· малая интен­сивность шума и виброактивности;

· возмож­ность обеспечения самоторможения (движение может передаваться только в одном направлении).

НедостаткиЧП:

· зна­чительное геометрическое скольжение в за­цеплении и связанные с этим трение, повы­шенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД (от 0,5 до 0,95;0,5 для самотормозящихся передач);

· необхо­димость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных цветных металлов;

· высокая стоимость инструмента для нарезания червячных колёс (червячные фрезы); для шлифовки червяков требуются специальные станки или сложные приспособления.

· ограниченная мощность червячных передач (обычно до 60 кВт); передача большой мощности невыгодна из-за больших потерь и сильного нагрева.

ЧП находят широкое применение, например, в ме­таллорежущих станках, подъемно-транспортном оборудовании, транс­портных машинах, а также в приборостроении. Червячные передачи во избежании их перегрева предпочтительно использовать в приводах периодического (а не непрерывного) действия.

КлассификацияЧП:

· по расположению червяка (рис. 3.6.2) относительно колеса: с нижним, верхним и боковым червяком (расположение червяка определяется компоновкой изделия);

· по форме поверхности, на которой нарезают витки: с глобоидными (рис. 3.6.3) и цилиндрическими (рис. 3.6.4) червяками (глобоидные передачи более надёжны и долговечны, имеют в 1,5 2 раза большую нагрузочную способность, но требуют повышенной точности изготовления и монтажа; применяются реже цилиндрических);

· по форме профиля витка цилиндрического червяка: с архимедовыми ZA, эвольвентными ZJ и конволютными ZN червяками.

При прочих равных условиях форма профиля витков червяка мало влияет на нагрузочную способность передачи, поэтому технология изготовления является решающим фактором при выборе профиля витков. Наибольшее распространение получили цилиндрические передачи с архимедовымчервяком.

Червяки, как правило изготавливают как одно целое с валом, что увеличивает жёсткость и снижает стоимость. В передачах с малыми передаточными числами и большими диаметрами червяков применяют насадные червяки. Как все винты, червяки могут быть одно- или многозаходными; иметь правое или левое направления резьбы. Стандарт предусматривает применение одно-, двух- и четырёхзаходных червяков, обычно с линией витков правого направления. Червяки с числом заходов выше четырёх применяются очень редко, так как технология их изготовления усложнена.

Для цилиндрических червячных передач установлено 12 степеней точности. Выбор степени точности производится в зависимости от скорости скольжения . Для силовых передач наибольшее применение находят 7-я (при м/с), и 8-я (при м/с) степени точности.

Передаточное число ЧП равно отношению числа зубьев червячного колеса к числу витков червяка:

В силовых передачах передаточные числа принимают в пределах .

3.6.2. Коренным отличием червячной передачи от зубчатой состоит в том, что скорость скольжения в червячном зацеплении больше окружной скорости червяка.

Повышенное скольжение в зацеплении возникает потому, что окружные скорости червяка и колеса направлены под углом скрещивания одна к другой (рис. 3.6.5). Поэтому ветки червяка скользят по зубьям колеса, причём

где — угол подъёма линии витка червяка.

Повышенное скольжение в зацеплении является причиной пониженного КПД, повышенного изнашивания зубьев и склонности к заеданию.

Коэффициент полезного действия чер­вячной передачи определяется потерями на трение в зацеплении, потерями на переме­шивание и разбрызгивание масла и потеря­ми в опорах валов. Общий КПД ЧП определяется по формуле

где — приведённый угол трения, зависящий от скорости скольжения. Табличные значения получены экспериментально с учётом потерь в подшипниках и на разбрызгивание и размешивание масла.

Из формулы следует, что КПД увеличивается с возрастанием числа витков червяка (увеличивается ) и с уменьшением коэффициента трения ( уменьшается , т.к. ).

При проектном расчёте, когда размеры передачи ещё не известны, значение КПД ориентировочно можно определить по формуле

Таким образом, при выборе материалов червячной пары необходимо обеспечить хорошие антифрикционные и противозадирные свойства. Наилучшие результаты достигаются при сочетании высокотвёрдой стальной поверхности с антифрикционным материалом, например бронзой.

Видео:Автоматическая муфта сцепления на вал 25 мм (Как работает центробежное сцепление)Скачать

При работе червяки испытывают большие напряжения изгиба и кручения, а также напряжения растяжения (сжатия). Вследствие этого, а также из-за высоких требований к жёсткости червяки изготавливают из сталей, закалённых до высокой твёрдости. При этом необходима шлифовка и полировка рабочих поверхностей витков червяка. Высокая твёрдость и гладкость витков обеспечивают наибольшую стойкость зубьев червячных колёс против изнашивания и усталостного разрушения.

В целях экономии цветных металлов червячные колёса чаще всего делают составными: на чугунный или стальной центр насаживают бронзовый венец. Марку бронзы выбирают в зависимости от скорости скольжения, ожидаемое значение которой ориентировочно определяют по формуле

3.6.3. Наиболее характерные виды разрушения: заедание и изнашивание зубьев червячного колеса, как менее прочного элемента передачи. Так как заедание и изнашивание зубьев зависят от контактных напряжений, то основными критериями работоспособности и расчёта червячных передач являются контактная прочность рабочих поверхностей зубьев колеса. При этом расчёт на изгиб производится как проверочный.

В червячных передачах из-за повышенного трения скольжения в зацеплении происходит выделение боль­шого количества теплоты, которая нагревает масло, а оно через стенки корпуса передает эту теплоту окружающей среде. Если отвод теплоты недостато­чен, передача перегревается. При перегреве смазочные свойства масла резко ухудшаются (уменьшается вязкость), увеличиваются изнашивание червячного колеса и опасность заедания, что может привести к выходу передачи из строя. Тепловой расчёт для червячных передач проводится как проверочный.

Кроме того, для обеспечения правильности зацепления червяка с червячным колесом червяк должен быть достаточно жёстким. Наибольший прогиб червяка не должен превышать . При проверочном расчёте тело червяка рассматривают как цилиндрический брус круглого сечения, лежащий в двух опорах и работающий на изгиб и кручение.

3.6.4. Расчёт на контактную усталость зубьев червячного колеса. Этот расчёт должен обеспечивать не только отсутствие усталостного разрушения поверхностей зубьев, но и отсутствие заедания.

В основу расчёта положены формула Герца для определения наибольшего контактного напряжения и нормальная нагрузка на единицу длины контактных линий.

Упрощённая формула для проверочного расчётаЧП на контактную усталость имеет вид:

где — делительный диаметр червяка;

— делительный диаметр червячного колеса;

— вращающий момент на валу червячного колеса;

— допускаемое контактное напряжение;

— коэффициент нагрузки: при постоянной нагрузке , при переменной нагрузке (большие значения для высокоскоростных передач).

Коэффициент нагрузки при расчёте червячных передач невелик, так как они работают плавно, бесшумно и хорошо прирабатываются.

Читайте также: Кронштейн крепления редуктора гур газель

При проектном расчёте основным расчётным параметром является межосевое расстояние . Приравняв контактное напряжение допускаемому , получим формулу для проектного расчёта цилиндрических червячных передач:

Для червячных колёс из оловянных бронз и стальных червяков значения допускаемого контактного напряжения при заданном числе циклов ( — заданная долговечность), отличном от базы испытаний, определяется по формуле

где — коэффициент долговечности; -значения допускаемых контактных напряжений при базе испытаний циклов нагружения.

По величине межосевого расстояния определяют расчётный модуль по формуле

округляя его до ближайшего стандартного значения, а затем уточняют значение межосевого расстояния

После установления основных параметров передачи определяют размеры червяка и колеса, вычисляют скорость скольжения , находят расчётное значение КПД и вращающего момента на валу червячного колеса, а затем проводят проверочный расчёт , сравнивая расчётное контактное напряжение с допускаемым, причём недогрузка желательна не более 10%, а перегрузка не должна превышать 5%.

Геометрические параметры червяка(рис. 3.6.6)и червячного колеса(рис 3.6.7).

Примечание. 1) С увеличением повышается КПД передачи, но усложняется технология её изготовления и увеличивается число зубьев червячного колеса , а следовательно, при данном передаточном числе увеличиваются габариты передачи.

2) Шаг червяка должен быть равен шагу колеса.

3) Чтобы исключить слишком тонкие червяки, стандарт предусматривает увеличение с увеличением . Вообще большие значения рекомендуется принимать при больших передаточных числах (увеличенных расстояниях между опорами червяка), чтобы обеспечит достаточную изгибную жёсткость червяка.

Стандартные значения (для червячных передач), мм.

Стандартные значения коэффициента диаметра червяка .

Примечание. 1) Минимальное число зубьев колеса определяют из условия отсутствия подрезания и обеспечения достаточной поверхности зацепления. Для силовых передач .

2) При увеличении возрастают диаметр колеса и расстояние между опорами червяка, что приводит к увеличению его деформирования. При возникает опасность излома зубьев ввиду уменьшения модуля.

Расчёт зубьев червячного колеса на усталость при изгибе. Указанный расчёт является проверочным и аналогичен расчёту зубьев цилиндрических косозубых колёс; за счёт дугообразной формы зубья червячного колеса полагаются приблизительно на 40% прочнее.

Видео:Принцип работы редуктора. Виды редукторов. Курсовая.Скачать

Формула для проверочного расчётазубьев червячного колеса на усталость при изгибе имеет вид

где — коэффициент нагрузки: при постоянной нагрузке , при переменной нагрузке ;

— коэффициент формы зуба, принимаемый по эквивалентному числу зубьев ;

— угол подъёма линии витка червяка;

— допускаемые напряжения изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев червячного колеса устанавливаются в зависимости от материала, способа отливки и характера нагружения (реверсивное, нереверсивное).

Значения допускаемого напряжения изгиба при расчётном числе циклов ( — заданная долговечность) определяют по формуле

где — допускаемые напряжения изгиба при базе испытаний циклов нагружений;

— коэффициент долговечности; если , то его принимают равным базе испытаний ; если , то принимают .

Силы, действующие в зацеплении(рис. 3.6.8).

3.6.5. Тепловой расчет червячной передачи при уста­новившемся режиме работы выполняют как прове­рочный на основе теплового баланса:

где — количество теплоты, выделяемой ра­ботающей передачей в одну секунду;

— количество теплоты, отводимой наруж­ной поверхностью корпуса в 1 с.

Из условия теплово­го баланса находим температуру масла в корпусе червячного редуктора, °С, при непрерывной работе:

где — температура окружающего воздуха;

— КПД червячной передачи;

— мощность на валу червяка, Вт;

— поверхность охлаждения корпуса

— коэффициент теплопередачи, , т. е. число, показывающее, сколько теплоты в секунду передается одним квадратным метром поверхности корпуса при перепаде температур в один градус.

Коэффициент теплопередачи зависит от материала корпуса редуктора и скорости циркуляции воздуха. Для чугунных корпусов принимают = 9. 17 . Большие значения используют при хорошей циркуляции воздуха вокруг корпуса и интенсивном перемешивании масла (при нижнем или боковом расположении червяка).

Поверхность охлаждения корпуса (без учета поверхности дна), омываемая свободно циркулирующим воздухом, м 2 , определяют по размерам корпуса, полученным при эскизном проектировании. Ориентиро­вочно определяют по эмпирической формуле

где — межосевое расстояние, м.

Условие работы передачи без перегрева

где — максимально допускаемая температура на­грева масла. При нижнем расположении червяка = 95°C, при верхнем — = 75° С. Если при расчете получили , то необходимо увеличить поверхность охлаждения (рис. 3.6.9), применяя охлаждающие ребра (в расчете учитывается полная поверхность вертикальных ребер и только 50% поверхности горизонтальных), или применить искусственное охлаждение (3.6.10), которое осуществляется следующи­ми способами:

1) обдувают корпус воздухом с по­мощью вентилятора, насажанного на вал червя­ка; при этом повышается до 20. 28 ;

2) охлаждают масло водой, про­ходящей через змеевик; в этом случае повышается до 90. 200 при скорости воды в трубе до 1 м/с;

3) применяют циркуляционные системы смазки со специальными холодильниками.

В первых двух случаях, а также при естественном охлаждении смазка осуществляется путем погружения червяка или колеса в масло. Во избежание больших потерь на разбрызгивание и размешивание масла, а также для того, чтобы масло не вспенивалось (при этом снижаются смазочные свойства), глубина погружения колеса в масло не должна превышать высоты зуба, а глубина погружения червяка — не более высоты витка.

При последних двух способах интенсивность охлаждения зависит не только от площади поверхности охлаждения корпуса редуктора, поэтому применять вышеприведённые формулы для теплового расчёта нельзя.

Видео:#Доработка понижающего редуктора на моторе LifanСкачать

Дата добавления: 2015-11-28 ; просмотров: 3289 ;

• Свежие записи
  • Чем отличается двухтактный мотор от четырехтактного
  • Сколько масла заливать в редуктор мотоблока
  • Какие моторы бывают у стиральных машин
  • Какие валы отсутствуют в двухвальной кпп
  • Как снять стопорную шайбу с вала

  
  

  источники:

  https://evakuatorinfo.ru/sily-zatsepleniya-v-reduktore-eto

  📸 Видео

  Ошибка при сборке редуктора центробежного сцепления!Скачать

  

  Кратко о передаточном числе в зубчатой передаче.Скачать

  

  Редуктор 2:1 с центробежным сцеплением (Установка на двигатель 16 л.с. Weima WM190F)Скачать

  

  Редуктор с автоматическим сцеплением или как нас обманываютСкачать

  

  Сколько живет автоматический редуктор LifanСкачать

  

  РЕДУКТОР С АВТОМАТИЧЕСКИМ СЦЕПЛЕНИЕМСкачать

  

  Как поменять диск СЦЕПЛЕНИЯ в редукторе. Двигатель LIFAN 13л.с.Скачать

  

  «БЕШЕННЫЙ» ПОНИЖАЮЩИЙ РЕДУКТОР С АВТОМАТИЧЕСКИМ СЦЕПЛЕНИЕМ. ОБЗОР, УСТАНОВКА, ИСПЫТАНИЕ.Скачать

  

  Редуктор часть 5 доработкиСкачать

  

  Редуктор 2:1 с автоматическим центробежным сцеплением.. (ЗАМЕНА ФРИКЦИОНОВ)Скачать

  

  Как устроен редуктор лодочного мотора , переключение передач вперед / назадСкачать

  

  Двигатель Lifan 190F-R с редуктором и с много-дисковым центробежным сцеплениемСкачать

  

  Ременная передача. Урок №3Скачать

  

  Прочность и жесткость валов. (Зубчатый редуктор). Часть 3: Расчетные схемы валов.Скачать