|
|
|
содержание .. 6 7 8 9 ..
6 3
6 2
При
положительном
смещении
(
х
> 0)
червяк
должен
быть
несколько
короче
.
В
этом
случае
размер
b
1
,
вычисленный
по
формуле
(
11
.6),
уменьшают
на
величину
(70 + 60
х
)
т
/z
2
).
Для
фрезеруемых
и
шлифуемых
червяков
во
избежание
ис
-
кажения
рабочей
части
профиля
витков
при
входе
и
выходе
инструмента
b
1
увеличивают
приблизительно
на
3
т
.
Во
всех
случаях
значение
b
1
затем
округляют
до
ближай
-
шего
стандартного
.
Для
червяка
в
передаче
со
смещением
дополнительно
вы
-
числяют
:
диаметр
начального
цилиндра
(
начальный
диаметр
)
d
w
1
=
m
(
q + 2x
),
(
11
.7)
угол
подъема
линии
витка
на
начальном
цилиндре
tg
ψ
w
=
Z
1
/(
q + 2x
).
(
11
.8)
Основные
геометрические
размеры
венца
червячного
ко
-
леса
определяют
в
среднем
его
сечении
(
рис
.
11
.7):
делительный
и
совпадающий
с
ним
начальный
диаметр
d
2
= d
w2
= mz
2
,
(
11
.9)
диаметр
вершин
зубьев
d
a2
= d
2
+ 2m
(
1
+x
),
(
11
.
1
0)
диаметр
впадин
зубьев
d
f2
= d
2
– 2m
(
1
,2
– x
),
(
11
.
11
)
наибольший
диаметр
червячного
колеса
d
aM2
≤
d
a2
+
6
m/(z
1
+ 2).
(
11
.
1
2)
Ширина
венца
червячного
колеса
зависит
от
числа
вит
-
ков
червяка
:
при
z
1
=
1
и
2
b
2
= 0,355
а
w
,
(
11
.
1
3)
при
z
1
= 4
b
2
=
0,3
1
5
a
w
.
(
11
.
1
4)
Здесь
а
w
—
межосевое
расстояние
.
m
2,5; 3,
1
5; 4; 5
6,3; 8;
1
0;
1
2,5
1
6
q
8;
1
0;
1
2,5;
1
6; 20
8;
1
0;
1
2.5;
1
4;
1
6; 20
8;
1
0;
1
2.5;
1
6
Червячные
передачи
со
смещением
выполняют
в
целях
доведения
межосевого
расстояния
до
стандартного
или
за
-
данного
значения
.
Осуществляют
это
,
как
и
в
зубчатых
передачах
,
смещением
фрезы
относительно
заготовки
при
нарезании
зубьев
колеса
.
Червячные
колеса
передач
без
смещения
и
со
смещением
нарезают
одним
и
тем
же
инструментом
,
а
так
как
червяч
-
ная
фреза
и
червяк
имеют
одинаковые
размеры
,
то
нареза
-
ние
со
смещением
выполняют
только
у
колеса
.
При
задан
-
ном
межосевом
расстоянии
коэффициент
смещения
инстру
-
мента
)
(
5
,
0
)
/
(
2
z
q
m
a
x
w
+
−
=
.
(
11
.5)
Здесь
z
2
—
число
зубьев
червячного
колеса
.
По
условию
неподрезания
и
незаострения
зубьев
значе
-
ние
х
выбирают
в
пределах
:
1
1
+
≤
≤
−
x
.
Длина
b
1
нарезанной
части
червяка
при
коэффициенте
смещения
0
≤
x
.
)
5
,
5
1
0
(
1
1
z
x
m
b
+
+
=
.
(
11
.6)
Т а б л и ц а
11
.
1
.
Значения
модулей
т
н
соответствующих
им
коэф
-
фициентов
q
диаметров
червяка
(
выборка
)
Рис
.
11
.6.
Схема
определения
делительного
угла
подъема
линии
витка
6 5
6 4
Червячное
колесо
является
косозубым
с
углом
наклона
зуба
ψ
.
Точка
касания
начальных
цилиндров
червяка
и
чер
-
вячного
колеса
является
полюсом
зацепления
.
Межосевое
расстояние
—
главный
параметр
червячной
передачи
:
a
w
=
0,5(
d
1
+
d
2
+ 2
хт
)
.
(
11
.
1
5)
Для
стандартных
редукторов
а
w
: 40, 50, 63, 80,
1
00,
1
25,
1
40,
1
60, l80, 200, 225, 250, 280, 3
1
5, 355, 400, 450, 500
мм
.
11.4. Передаточное
число
Передаточное
число
и
червячной
передачи
опре
-
деляют
по
условию
,
что
за
каждый
оборот
червяка
колесо
поворачивается
на
угол
,
соответствующий
числу
зубьев
,
равному
числу
витков
червяка
:
и
=
п
1
/n
2
= z
2
/z
1
.
(
11
.
1
6)
где
п
1
,
п
2
—
частоты
вращения
червяка
и
колеса
;
z
1
и
z
2
—
число
витков
червяка
и
число
зубьев
колеса
.
Число
витков
z
1
червяка
рекомендуют
принимать
в
зави
-
симости
от
передаточного
числа
u
:
и
8...
1
4
св
.
1
4...30
св
. 30
z
1
4
2
1
Во
избежание
подреза
основания
ножки
зуба
колеса
в
процессе
нарезания
зубьев
принимают
z
2
> 26.
Оптималь
-
ным
является
z
2
= 32...63.
Для
червячных
передач
стандартных
редукторов
переда
-
точные
числа
выбирают
из
ряда
: 8;
1
0;
1
2,5;
1
6; 20; 25; 3
1
,5;
40; 50; 63; 80.
11.5. Силы
в
зацеплении
В
приработанной
червячной
передаче
,
как
и
в
зубчатых
передачах
,
силу
со
стороны
червяка
воспринима
-
ют
не
один
,
а
несколько
зубьев
колеса
.
Для
упрощения
рас
-
чета
силу
взаимодействия
червяка
и
колеса
F
n
(
рис
.
11
.8,
а
)
принимают
сосредоточенной
и
приложенной
в
полюсе
за
-
цепления
П
по
нормали
к
рабочей
поверхности
витка
.
По
правилу
параллелепипеда
F
n
раскладывается
по
трем
вза
-
имно
перпендикулярным
направлениям
на
составляющие
F
t
1
, F
r
1
, F
a
1
.
Для
наглядности
изображения
сил
червячное
за
-
цепление
на
рис
.
11
.8,
б
раздвинуто
.
Окружная
сила
F
t2
на
червячном
колесе
численно
равна
осевой
силе
F
a
1
,
на
червяке
:
Рис
.
11
.8.
Схема
сил
,
действующих
в
червячном
зацеплении
а
)
б
)
в
)
Виток
червяка
Сечение
витка
Рис
.
11
.7.
Основные
размеры
венца
червячного
колеса
6 7
6 6
Материалы
венцов
червячных
колес
по
мере
убывания
ан
-
тизадирных
и
антифрикционных
свойств
и
по
рекомендуе
-
мым
для
применения
скоростям
скольжения
можно
условно
свести
к
трем
группам
.
Группа
I.
Оловянные
бронзы
(
марок
Бр
0
1
0
Ф1
,
Бр
0
1
0
Н1Ф1
и
др
.)
применяют
при
высоких
скоростях
скольжения
(
V
s
= 5...
25
м
/
с
).
Обладают
хорошими
антизадирными
свойствами
,
но
имеют
невысокую
прочность
.
Группа
II.
Безоловянные
бронзы
и
латуни
применяют
при
средних
скоростях
скольжения
(
V
s
до
3...5
м
/
с
).
Чаще
дру
-
гих
применяют
алюминиевую
бронзу
марки
БрА
9
ЖЗЛ
.
Эта
бронза
имеет
высокую
механическую
прочность
,
но
обла
-
дает
пониженными
антизадирными
свойствами
,
поэтому
ее
применяют
в
паре
с
закаленными
(
Н
> 45 HRC3)
шлифован
-
ными
и
полированными
червяками
.
Группа
III
.
Серые
чугуны
марок
СЧ1
5,
СЧ
20
применяют
при
малых
скоростях
скольжения
(
V
s
< 2...3
м
/
с
).
При
выборе
материала
колеса
предварительно
определя
-
ют
ожидаемую
скорость
v
s
скольжения
,
м
/
с
:
,
1
0
0,45
3
2
1
3
T
n
V
s
−
⋅
=
(
11
.20)
где
п
1
—
в
мин
–
1
;
T
2
—
в
Н
.
м
.
11.7.
Расчет на прочность червячных
передач
В
червячных
передачах
,
аналогично
зубчатым
,
зубья
червячного
колеса
рассчитывают
на
контактную
проч
-
ность
и
на
изгиб
.
В
червячных
передачах
кроме
выкрашива
-
ния
рабочих
поверхностей
зубьев
велика
опасность
заедания
и
изнашивания
,
которые
также
зависят
от
значений
контакт
-
ных
напряжений
σ
Н
.
Поэтому
для
всех
червячных
передач
расчет
по
контактным
напряжениям
является
основным
,
оп
-
ределяющим
размеры
передачи
,
а
расчет
по
напряжениям
из
-
гиба
—
проверочным
.
Расчет
по
контактным
напряжениям
.
В
основу
вывода
расчетных
формул
для
червячных
передач
положены
те
же
F
t2
= F
a
1
=
2
.
1
0
3
T
2
/d
2
,
(
11
.
1
7)
где
Т
2
—
вращающий
момент
на
червячном
колесе
,
Н
.
м
;
d
2
—
в
мм
.
Окружная
сила
F
r
1
на
червяке
численно
равна
осевой
силе
F
a2
на
червячном
колесе
.
),
/(
1
0
2
/
1
0
2
1
2
3
1
1
3
2
1
w
w
a
t
d
u
T
d
T
F
F
η
⋅
=
⋅
=
=
(
11
.
1
8)
где
T
1
—
вращающий
момент
на
червяке
,
Н
.
м
;
η
—
КПД
;
d
w
1
—
в
мм
.
Радиальная
сила
F
r
1
на
червяке
численно
равна
радиаль
-
ной
силе
F
r2
на
колесе
(
рис
.
11
.8,
в
):
F
r
1
= F
r2
= F
r2
tg
α .
(
11
.
1
9)
Направления
осевых
сил
червяка
и
червячного
колеса
зависят
от
направления
вращения
червяка
и
направления
линии
витка
.
Направление
силы
F
t
2
всегда
совпадает
с
на
-
правлением
вращения
колеса
,
а
сила
F
t
1
направлена
в
сто
-
рону
,
противоположную
вращению
червяка
(
рис
.
11
.8,
б
).
11.6.
Материалы червячной пары
Червяк
и
колесо
должны
обладать
достаточной
прочностью
и
ввиду
значительных
скоростей
скольжения
в
зацеплении
образовывать
антифрикционную
пару
с
высоки
-
ми
износостойкостью
и
сопротивляемостью
заеданию
.
Червяки
изготовляют
из
среднеуглеродистых
сталей
ма
-
рок
45, 50
или
легированных
сталей
марок
40
Х
, 40
ХН
с
по
-
верхностной
или
объемной
закалкой
до
твердости
Н
= 45...
53 HRC3.
При
этом
необходима
шлифовка
и
полировка
ра
-
бочих
поверхностей
витков
.
Хорошую
работу
передачи
обес
-
печивают
червяки
из
цементуемых
сталей
1
5
Х
, 20
Х
с
твер
-
достью
после
закалки
Н
= 56... 63 HRC3.
Зубчатые
венцы
червячных
колес
изготовляют
преиму
-
щественно
из
бронзы
,
причем
выбор
марки
материала
зави
-
сит
от
скорости
скольжения
V
s
.
6 9
6 8
исходные
зависимости
и
предположения
,
что
и
при
рассмот
-
рении
зубчатых
передач
(
см
. § 8.4).
Формула
проверочного
расчета
червячных
передач
по
контактным
напряжениям
имеет
вид
[ ]
,
H
2
3
w
2
2
H
KT
2x)
(q
a
2x
q
z
z
2x)
5350(q
σ
≤
+
+
+
+
=
σ
(
11
.2
1
)
где
σ
Н
—
расчетное
контактное
напряжение
для
поверхностей
зубьев
и
витков
в
зоне
зацепления
,
Н
/
мм
2
;
а
w
—
межосевое
расстояние
,
мм
;
T
2
—
вращающий
момент
на
колесе
,
Н
.
м
.
Червячные
передачи
работают
плавно
,
бесшумно
,
поэто
-
му
в
них
дополнительные
динамические
нагрузки
невелики
.
Хорошая
приработка
зубьев
колес
к
виткам
червяков
зна
-
чительно
уменьшает
концентрацию
нагрузки
.
При
обычной
точности
изготовления
и
выполнении
усло
-
вия
жесткости
червяка
принимают
:
К
=
1
при
v
2
≤
3
м
/
с
;
К
=
1
,
1
...
1
,3
при
v
2
> 3
м
/
с
,
где
v
2
—
окружная
скорость
червячного
колеса
.
Приняв
из
условия
жесткости
червяка
q =
0,25
z
2
,
а
также
К
=
1
,
х
= 0
и
решив
зависимость
(
11
.2
1
)
относительно
а
w
,
получим
формулу
проектировочного
расчета
червячных
пе
-
редач
:
[ ]
,
3
2
H
2
w
/
T
6
1
0
a
σ
>
(
11
.22)
где
a
w
—
межосевое
расстояние
,
мм
; [
σ
]
H
—
в
Н
/
мм
2
;
T
2
—
в
Н
.
м
.
Полученное
расчетным
путем
значение
a
w
округляют
в
большую
сторону
до
стандартного
значения
или
до
бли
-
жайшего
значения
из
ряда
нормальных
линейных
размеров
.
Расчет
по
напряжениям
изгиба
.
Расчет
зубьев
червячного
колеса
на
изгиб
аналогичен
расчету
зубьев
цилиндрических
косозубых
колес
.
В
формулу
(8.8)
вводят
поправки
,
связан
-
ные
с
представлением
входящих
в
нее
величин
через
пара
-
метры
червячной
передачи
и
учитывающие
более
высокую
прочность
зубьев
червячного
колеса
на
изгиб
(
на
—30%)
вследствие
их
дугообразной
формы
.
С
учетом
этих
поправок
получают
формулу
проверочно
-
го
расчета
зубьев
червячного
колеса
по
напряжениям
изги
-
ба
:
[ ]
,
F
2
w
F2
t2
F
2x)
(q
1
,3m
cos
Y
KF
σ
≤
+
ψ
=
σ
(
11
.23)
где
σ
F
—
расчетное
напряжение
изгиба
в
опасном
сечении
зуба
;
Y
F2
—
коэффициент
формы
зуба
колеса
,
который
выбирают
в
зависимости
от
эквивалентного
числа
зубьев
z
v2
.
z
v2
26
28
30
32
35
37
40
45
50
60
80
1
00
Y
F2
1
,85
1
,80
1
,76
1
,7
1
1
,64
1
,6
1 1
,55
1
,48
1
,45 0,40
1
,34
1
,30
Эквивалентное
число
зубьев
z
v2
по
аналогии
с
косозубым
колесом
при
угле
наклона
зуба
ψ
w
:
w
3
2
v2
/cos
z
z
ψ
=
.
(
11
.24)
Витки
червяка
прочнее
зубьев
червячного
колеса
,
а
пото
-
му
в
проверке
прочности
не
нуждаются
.
11.8.
Тепловой
расчет
При
работе
червячных
передач
вследствие
их
не
-
высокого
КПД
выделяется
большое
количество
теплоты
.
Мощность
(
1
–
η
)
Р
1
,
потерянная
на
трение
в
зацеплении
и
подшипниках
,
а
также
на
размешивание
и
разбрызгивание
масла
,
переходит
в
теплоту
,
нагревая
масло
,
детали
пере
-
дачи
в
стенки
корпуса
,
через
которые
она
отводится
в
ок
-
ружающую
среду
.
Если
отвод
теплоты
недостаточен
,
то
передача
может
перегреться
.
При
перегреве
резко
уменьша
-
ется
вязкость
масла
и
возникает
опасность
заедания
,
что
может
привести
к
выходу
передачи
из
строя
.
содержание .. 6 7 8 9 ..
|
|
|