9) Достоинства и недостатки[править | править исходный текст]

• Достоинства:

  • Плавность работы

  • Бесшумность

  • Большое передаточное отношение в одной паре, благодаря чему червячные редукторы с большим передаточным числом значительно более компактны и менее массивны, чем эквивалентные зубчатые

  • Самоторможение

  • Повышенная кинематическая точность

• Недостатки:

  • Сравнительно низкий КПД (целесообразно применять при мощностях менее 100 кВт)

  • Большие потери на трение (тепловыделение)

  • Повышенный износ и склонность к заеданию

  • Повышенные требования к точности сборки, необходимость регулировки

  • Необходимость специальных мер по интенсификации теплоотвода

  • Передача вращения возможна только в одном направлении (от винта к колесу)

Указанные недостатки обусловлены связанной с геометрией передачи невозможностью получения жидкостного трения^[3].

Геометрические параметры червячного колеса

Для передач с вогнутым червяком угол профиля в осевом сечении витка червяка, измеренный на делительном диаметре, равен 22° . Расстояние между одноименными точками боковых сторон смежных витков червяка, измеренное параллельно оси, называют шагом ρ червяка , Отношение ρ/π называют модулем m . Червячные колеса нарезают фрезами, режущие кромки кото­рых при вращении образуют поверхности, идентичные с поверх­ностью витков червяка. В целях сокращения номенклатуры зубо­резного инструмента стандартизованы модули и коэффициенты диаметра червяка:         Делительный диаметр червяка dx ~ qm . Число заходов червяка выбирают из установленных ГОСТ значений 1, 2 или 4. Передачи большой мощности не вы­полняют с однозаходнымн червяками из-за низкого КПД. Рис. 12.4. Геометрические параметры червяка Угол у подъема витка червяка на делительном диаметре   где ρ - /)2) —- ход витка червяка. Высота головки /га1 и ножки hj\ витков (рис. 12.4)       где h*a] =1 —коэффициент высоты головки; h^ = l + 0,2cosy — коэффициент высоты ножки для эвольвентных червяков, * hp - 1,2 — для остальных червяков. Диаметры вершин и впадин: Длину нарезанной части червяка Ьх (см. рис. 12.4) определяют из условия нахождения в зацеплении максимально возможногочисла зубьев колеса. Для шлифуемых и фрезеруемых червяков во избежание завалов на боковых поверхностях витков червяка на входе и выходе шлифовального круга (фрезы) из впадин длину нарезанной части увеличивают на Ът , У быстроходных червяков для исключения дисбаланса отношение \j%m принимают рав­ным целому числу. Минимальное число зубьев червячных колес z2min составляет для кинематических передач 17, в силовых передачах z2min = 28. Наиболее желательно для силовых передач z2 = 30...90 . Делительный диаметр колеса (рис, 12.5) равен d2=mz2.                                                  (12.5) Рис. 12.5. Геометрические параметры червячного колеса   Диаметры вершин da2 и впадин dj2 определяют в среднем сечении колеса; для колес, нарезанных без смещения режуще­го инструмента, они равны:         Наибольший диаметр колеса определяют по эмпирической формуле           где к = 4 для передач ΖΤ, к — 2 — для остальных. Ширина колеса b2<0,75dai (при z, = 1 или zj-2), />2 < 0,67i/a| (при Z| = 4 ). Увеличивать ширину червячного колеса нецелесообразно, так как длина контактных линий и передавае­мая нагрузка увеличиваются при этом незначительно.

10) Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъемности

Подшипники качения подбирают на основе расчетных формул по ГОСТ 18855—82. Эти формулы действительны для подшипни­ков, работающих при постоянных по значению и направлению (или приводимых к ним) нагрузках, при частоте вращения ниже предель­ной Ппред (значения ее приводятся в каталогах подшипников). Фор­мулы получены исходя их критерия усталостной прочности элемен­тов подшипника при температуре до 125°С.

Выбор подшипников качения при частоте вращения свыше 10 мин^-] производят по эквивалентной динамической нагрузке, под которой понимают такую постоянную радиальную или осевую цент­ральную нагрузку, при действии которой долговечность подшип­ника будет, как и в условиях действительной нагрузки.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка Р_г Для ша­риковых радиальных, радиально-упорных и роликовых радиально- упорных подшипников определяется но формуле

Pr=XVFr+YF_a, ^г(16.1)

для роликовых радиальных

P_r=F_r. (16.2)

Эквивалентная динамическая осевая нагрузка Ра для шарико­вых и роликовых упорных подшипников

Pa = F_a, (16.3)

для шариковых и роликовых упорно-радиальных подшипников

Pa~XF_r+YF_a, (16.4)

где X — коэффициент радиальной нагрузки; V — коэффициент вра­щения; F_r—радиальная нагрузка на подшипник; Y—коэффициент осевой нагрузки; F_a—осевая нагрузка на подшипник. Коэффициен­ты X и У приводятся в табл. 16.4, 16.6, 16.9, 16.12. Коэффициент V=1 при вращении внутреннего кольца по отношению к направле­нию нагрузки и V=l,2 — при неподвижном по отношению к направ­лению нагрузки внутреннем кольце.

Для характеристики нагрузочной способности подшипников ка­чения вводятся понятия базовой динамической радиальной грузо­подъемности С_г и базовой динамической осевой грузоподъемности С_а. Под С_г понимают такую постоянную радиальную нагрузку, ко­торую подшипник может воспринимать при базовой долговечности Lio, составляющей один миллион оборотов. Базовой считается дол­говечность при 90%-й надежности. Под С_а понимается ^кая по­стоянная центральная осевая нагрузка, которую подшипник может воспринимать при базовой долговечности Lw, составляющей один миллион оборотов. Значения CV и С_а приводятся в каталогах под­шипников (табл. 16.3...16.11). Их можно определить также по фор­мулам, приводимым в ГОСТ 18855—82.

Между С_г, С_а, Рг, Ра и L_l0 (млн. оборотов) установлены зависи­мости: