3229

угол обхвата 2= 100 (рис. 4.3). При ином значении

числовые коэффициенты в указанных формулах следует умножить на коэффициент

Информация для выбора К приведена в § 4.4. В начале расчета предварительно принимают q = 8 или 10, а для слабонагруженных передач ( M 2 300 Н*м) q = 12 или 14.

Значения H выбирают по табл. 4.8 - 4.10, предварительно принимая vs 2,5 4 м/с.

105 МПа (большие значения берутся для твердых безоловянных бронз).

Средние значения модуля упругости чугуна и бронзы примерно одинаковы, поэтому для сочетания материалов сталь - бронза и сталь - чугун формулу (4.17) можно упростить, введя среднее значение E* = 1,32 105 МПа.

Полученное значение модуля округляют до ближайшего стандартного (см. табл. 4.2). Округление модуля влечет

199

за собой, обычно, изменение межосевого расстояния и может оказаться, что предварительно принятое значение q не соответствует найденному модулю. После выбора стандартных значений т и q необходимо вычислить фактическое значение межосевого расстояния, соответствующее принятым параметрам.

По табл. 4.2 принимаем т = 4 мм и убеждаемся, что для этого стандартного значения модуля подходит только q =

10.

Тогда межосевое расстояние

aw 0,5( q z2 )m =0,5*(10+32)*4=84 мм.

Желательно, чтобы окончательное значение межосевого расстояния выражалось целым числом миллиметров (желательно из стандартного ряда, табл. 4.1). Для этого в отдельных случаях (если допустимо некоторое отступление от заданной величины передаточного числа) надо изменить z2 на один - два зуба.

Например, для получения передаточного числа 15,5 было принято z1 = 2; z2 = 31, и после округления параметров получено m = 5 мм, а q = 10. Тогда

aw 0,5( q z2 )m =0,5*(10+31)*5= 102,5 мм.

Целесообразно принять z2 = 32 тогда

aw 0,5( q z2 )m =0,5*(10+32)*5= 105 мм.

200

При этом передаточное число u 32/2 = 16.

Отклонение от заданного передаточного числа состав-

Если в задании на проектирование указано, что проектируемый редуктор предназначен для серийного выпуска, то следует согласовать с ГОСТом не только т и q , но и ве-

личины aw , z1 , z2 (см. табл. 4.1).

Так, редуктор со стандартными параметрами по ГОСТ 2144 - 76 будет иметь aw = 100 мм; m = 5 мм; q = 8; z1 : z1 =

32:2.

После окончательного установления параметров зацепления следует уточнить коэффициент нагрузки и допускаемое напряжение, если оно зависит от скорости скольжения, и далее проверить расчетные контактные напряжения.

При любом сочетании материалов червяка и колеса используется условие

При стальном червяке и червячном колесе, изготовленном из чугуна или имеющем бронзовый венец,

или

201

При корригировании зацепления можно получить aw

выражающееся целым числом миллиметров, без изменения z2 .

Результат проверочного расчета следует считать не-

на 5% (передача перегружена), а также в случае, если расчетное напряжение ниже допускаемого на 15% и более (передача недогружена). В этих случаях надо изменить параметры передачи и повторить проверку напряжений.

Расчет зубьев червячного колеса на выносливость по

где F - расчетное напряжение изгиба; Pp 2 - расчетная ок-

ружная сила на червячном колесе, связанная с номинальной окружной силой зависимостью Pp2 KP2 ; К – расчет-

ный коэффициент нагрузки (см. § 4.4); величину Р определяют по известному моменту на валу червячного колеса M 2 по формуле P2 2M 2 / d 2 ; YF - коэффициент формы

зуба, принимаемый по табл. 4.5 в зависимости от эквивалентного числа зубьев червячного колеса zv z2 / cos3 ;

- коэффициент, учитывающий ослабление зубьев в результате износа; для закрытых передач = 1,0, для открытых

Как формула (4.24), так и формула (4.25) верны при любых взаимно согласованных единицах измерения. Целе-

Обычно расчетные напряжения изгиба в зубьях колес, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых напряжений и расчет зубьев на выносливость при изгибе проходит удачно.

В редких случаях для открытых передач при большом числе зубьев колеса ( z2 > 80} может оказаться, что проч-

ность на изгиб недостаточна. В таком случае модуль зацепления определяют из проектного расчета зубьев на изгиб (при = 1,5) по формуле

Принимая предварительно q = 12, в дальнейшем следует его уточнить значение q и согласовать с ГОСТом.

203

В тех случаях, когда в передаче возникают пиковые нагрузки, следует проверять рабочие поверхности зубьев на отсутствие хрупкого разрушения и пластических деформаций; то же относится к изгибной прочности зубьев. Эти проверки производят так же, как и для зубчатых передач (см. гл. 3); значения предельных допускаемых напряжений приведены в табл. 4.10.

Помимо рассмотренных расчетов зубьев колес передач на контактную выносливость и изгиб, для червячных передач обязательна проверка валов на жесткость и тепловой расчет редуктора.

§ 4.4. Расчетный коэффициент нагрузки. Материалы и допускаемые напряжения

Коэффициент нагрузки для червячных передач

K K Kv ,

где K - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; K v -

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

Коэффициент K зависит от характера изменения на-

грузки и от деформаций червяка:

где - коэффициент деформации червяка, определяемый по табл. 4.6;

M i , ti , ni - вращающий момент, продолжительность и частота вращения при режиме с номером i ; M max - макси-

мальный длительно действующий вращающий момент.

При постоянной нагрузке K = 1, х = 1.

Коэффициент K v зависит от точности изготовления

передачи и от скорости скольжения (табл. 4.7).

По табл. 4.7 можно назначать степень точности передачи.

Таблица 4.6. Коэффициент деформации червяка

4.4.2. Материалы червяка и червячного колеса

Материалы червяка и червячного колеса выбирают с учетом условий работы проектируемой передачи и скорости скольжения: при vs 2 м/c допустимо применять чу-

гунные червячные колеса и стальные червяки.

4.7. Коэффициент динамичности нагрузки K v

По СТ СЭВ установлено 12 степеней точности для червячных передач; для силовых передач применяются степени точности от 5 до 9-й в порядке убывания точности; для редукторов общего назначения применяют в основном 7 и 8-ю степени точности.

При больших знаниях vs , червячное колесо делают со-

ставным - венец (бандаж) из бронзы, а внутреннюю часть колеса, насаживаемую на вал - из чугуна. Наилучшими антифрикционными свойствами обладают оловяннофосфорные бронзы: БрОФ10-1, БрОНФ. Часто применяют также оловянноцинковосвинцовые бронзы, например, БрОЦС 6- 6-3 и безоловянные бронзы БрАЖ9-4Л, БрАЖН 10-4-4Л.

Оловянные бронзы применяют при скоростях скольжения до 25 м/с. Безоловянные бронзы значительно дешевле оловянных, имеют высокие механические характеристики, но несколько худшие антифрикционые свойства. Для безоловянных бронз доскаемая скорость скольжения до 7 - 8 м/с, в крайнем случае vs = 10 м/с, при работе в паре

со стальным шлифованным или полированным червяком, имеющим твердость рабочих поверхностей ниже HRC 45 (закалка обеспечивает HRC 45 - 50, а цементация и закалка

- HRC 56 - 62).

Для изготовления червяков применяют среднеуглеродистую конструкционную сталь -сталь 45, 50 и различные марки легированной стали (12ХНЗА, 15Х, 20Х, 20ХНЗА - цементуемые, затем закаливаемые; 40Х, 40ХН, ЗОХГС,

206

35ХМ - закаливаемые или улучшаемые; 38ХМЮА - азотируемую). Термическая или или термохимическая обработка червяка до твердости выше НRС 45 и последующее шлифование или полирование позволяют повысить допускаемые напряжения для червячных пар (табл. 4.8).

ния определяются сопротивлением усталостному выкрашиванию см. табл. 4.8, получают умножением табличных

значений 0 F , 1 F и H на коэффициенты долго-

вечности:

Таблица 4.8. Механические характеристики, основные допускаемые контактные напряжения H и основные до-

Обозначения: 1 – литье в песчаную форму; 2 – литье в кокиль; 3 – литье центробежным способом

Таблица 4.9. Допускаемые контактные напряжения

для

червячных колес из условия стойкости против заеда-

ния