Коэффициент формы зуба yf для червячных передач

zv	28	30	35	40	42	50	65	80	100	150
YF	2,43	2,41	2,32	2,27	2,22	2,19	2,12	2,09	2,08	2,04

При расчете по формулам (9.19) и (9.20) напряжения следует принимать в МПа; силы в Н; линейные размеры в мм.

8.5.4. Расчет коэффициента нагрузки для червячных передач производится по формуле К = К_βК_v, где – К_β – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; К_v – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

Коэффициент K_β зависит от характера изменения нагрузки и от деформации червяка

где Ω – коэффициент деформации червяка, определяемый по таблице 19

Таблица 19

Z1	Значение q
	8	10	12,5	14	16	20
1	72	108	154	176	225	248
2	57	86	121	140	171	197
3	51	76	106	132	148	170
4	47	70	98	122	137	157

х – вспомогательный коэффициент, зависящий от характера изменения нагрузки

T_it_i, n_i, - соответственно вращающий момент, продолжительно и частота вращения при режиме i; T_max – максимальный длительно действующий момент. В расчетах, когда не требуется высокая точность, можно принимать: при постоянной нагрузке х = 1; при незначительных колебаниях нагрузки х = 0,6; при значительных колебаниях нагрузки х = 0,3. При постоянной нагрузке коэффициент К_β = 1. Коэффициент К_v – зависит от точности изготовления передачи и от скорости скольжения v_s (таблица 20). По этой таблице можно назначать степень точности передачи.

Таблица 20

Коэффициент динамичности нагрузки Кv

Степень точности	Скорость скольжения vs, м/с
	До 1,5	Св. 1,5 до 3	Св. 3 до 7,5	7,5-12
6	-	-	1	1,1
7	1,0	1,0	1,1	1,2
8	1,15	1,25	1,4	-
9	1,25	-	-	-
По ГОСТ 3675-81 установлено 12 степеней точности для червячных передач. Для силовых установок предназначены от 5й до 9й в порядке убывания точности; для редукторов общего применения применяют в основном 7-ю и 8-ю степени точности.

8.5.5. Расчет жесткости червячного зацепления

Под воздействием сил в червячном зацеплении червяк и вал червячного колеса прогибаются и правильности зацепления нарушается, что приводит к ускоренному износу. В основном это уже учтено при выборе коэффициента диаметра червяка, но все равно прогиб вала червяка или вала червячного колеса y не должен быть более допустимой величины в зависимости от модуля зацепления. [y] ≤ (0,005-0,01)m. Величину прогиба вычисляют по известным зависимостям курса «Сопротивление материалов» и курсов «Детали машин».

При расчетах на контактную выносливость зубья червячного колеса являются расчетным элементом зацепления, т.к. они имеют меньшую поверхностную и общую прочность, чем витки червяка. Зубья червячных колес рассчитывают так же, как и зубья зубчатых колес – на контактную выносливость и на выносливость при изгибе; расчет на контактную прочность дожжен обеспечить не только отсутствие выкрашивания рабочих поверхностей зубьев, но и отсутствие заедания, приводящего к задирам рабочих поверхностей зубьев.

Рисунок 10

На рисунке 10 представлена расчетная схема вала червячного колеса. Показаны силы в зацеплении: F_t2 – окружная, F_r2 – радиальная, F_a2 – осевая; реакции опор в плоскостях действия сил R_y3, R_y4, R_z3, R_z4; эпюра изгибающих моментов М_у от действия силы F_t2, эпюра изгибающих моментов М_z от действия сил F_a2 и F_r2 и эпюра крутящего момента Т₂. Расстояние между опорами (центрами подшипников) – I₂ и червячное колесо расположено центрально относительно опор.

Для данного случая стрела прогиба вала

,

где Е модуль упругости материала вала, J – осевой момент инерции сечения вала под червячным колесом.

,

где d – диаметр вала.

Формулы для определения величины прогиба и угла поворота вала приведены в курсе «Сопротивления материалов».