DM_1 / Деталі машин КЛ [Стадник В. А

Тут Z2 - число зубців черв'ячного колеса. Формули для визначення b1 записані для випадку, коли коефіцієнти зміщення x =0. Для черв'яків, робочі

поверхні яких шліфують, знайдене за формулами (12.10) та (12.11) значення b1

бічні поверхні його зубців утворюються інструментом (черв'ячною фрезою), різальні кромки якого у верстатному зачепленні відтворюють у просторі початковий твірний черв'як. Параметри початкового твірного черв'яка за ДСТУ 2455 – 94: кут профілю витків α =20˚; коефіцієнт висоти головки витка

Для черв'ячного колеса розміри вінця і зубців задають у його середньому перерізі площиною, що проходить через вісь черв'яка перпендикулярно до осі черв'ячного колеса. Тому модуль зубців черв'ячного колеса рівний модулю витків m в осьовому перерізі черв'яка, а кут нахилу зубців черв'ячного колеса дорівнює ділильному куту підйому γ витків черв'яка.

280

Розміри вінця черв'ячного колеса з числом зубців Z2 визначають за формулами (рис. 12.7):

ділильний діаметр

Ширина вінця b2 та найбільший діаметр черв'ячного колеса daм2 , які відповідають куту обхвату черв'яка 2δ =90…110˚, визначають за формулами, наведеними в методичному посібнику [16].

Рис12.7. До визначення геометричних параметрів черв'ячного колеса

Черв'ячна передача. Для черв'ячної передачі без зміщення міжосьова відстань визначається за формулою:

стандартну міжосьову відстань, її виготовляють із зміщенням (коригованою).

281

Методика розрахунку коригованих черв'ячних передач приведена в методичному посібнику [16].

12.3. Кінематика і передатне число черв'ячної передачі

У зв'язку з тим, що вектори колових швидкостей точок контакту витків черв'яка та зубців черв'ячного колеса знаходяться у взаємно перпендикулярних площах і неоднакові за модулем (величиною), виникає підвищене ковзання в зачепленні (рис. 12.8).

Рис. 12.8. До визначення швидкості ковзання у черв'ячній передачі

Швидкість ковзання VS направлена по дотичній до гвинтової лінії черв'яка. Як відносна швидкість вона дорівнює геометричній різниці абсолютних швидкостей черв'яка і колеса, якими є швидкості V1 і V2 (див. рис. 12.8).

Таким чином VS =V1 −V2 або VS +V2 =V1 і

282

V2 = tgγ

V1

де n1 , n2 - частота обертання , відповідно черв'яка і колеса; γ - кут підйому гвинтової лінії черв'яка.

Так як практично γ <30˚, то в черв'ячній передачі V2 завжди значно менше V1 , а VS > V1 .

Велике ковзання в черв'ячних передачах служить причиною низького ККД, підвищеного зношування і схильності до заїдання.

Ступінь точності черв'ячних передач вибирається залежно від

то підставивши значення швидкостей V1 і V2 у приведену формулу, одержимо

d2 n2 = tgγ , звідки передатне число визначається за формулою

d1n1

283

шестірні зубчастої передачі. А так як за стандартом Z1 =1; 2; 4, чого не може бути у шестірні, то в одній передачі можна одержати великі передатні числа u .

Мінімальне число зубців колеса визначають із умови відсутності

підрізання і забезпечення достатньої поверхні зачеплення. Для силових передач рекомендується приймати =28, в допоміжних кінематичних передачах

=17÷18. Максимальне число зубців не обмежене, але в силових передачах частіше приймають 50 – 60 ( до 80). В кінематичних передачах Z2

може досягати до 600 – 1000. Виходячи із сказаного, можна зробити висновок,

що число витків черв'яка Z1 вибирають таким чином:

Z1 =1, при u ≥28;

Z1 =2, при

Z1 =4, при

12.4. Коефіцієнт корисної дії .

ККД черв'ячної передачі залежить від втрат на тертя в зачепленні і в підшипниках, а також від барботажних втрат, тобто від втрат на перемішування

ірозбризкування оливи.

Здостатньою точністю ККД черв'ячної передачі, що змащується методом занурювання, можна визначити за формулою

барботажні втрати приблизно оцінюються числовим коефіцієнтом 0,95÷0,96,

284

більші значення яких відносяться до підшипників кочення. Тут γ - кут підйому гвинтової лінії черв'яка на ділильному циліндрі; ϕ - кут тертя; для сталі по бронзі ϕ ≈1˚÷6˚ в залежності від швидкості ковзання VS , твердості робочих

Слід відмітити, що для самогальмівних передач η <0,5. Для надійності само гальмівної передачі рекомендують γ ≤ 0 ,5ϕ .

12.5. Навантаження на зубці черв’ячного колеса Сили в зачепленні черв'ячних передач прийнято виражати у вигляді

складових за координатними осями (рис. 12.9),

Рис. 12.9. Сили на зубці черв'ячного колеса і витки черв'яка

285

де сили, розподілені на лініях контакту, умовно зосереджені у полюсі зачеплення. Для якості зображення зачеплення розсунуто. При цьому колова

Розрахункове навантаження на зубці черв'ячного колеса

По аналогії з косозубою передачею для черв'ячних передач

розподіл навантаження по ширині вінця черв'ячного колеса та коефіцієнт KV

динамічного навантаження мають той самий зміст, що і в зубчастих передачах.

Для черв'ячних передач приблизно приймають K H = K F = K β × KV .

12.6. Матеріали черв'ячної передачі.

Матеріали в черв'ячній передачі повинні мати в поєднанні низький коефіцієнт тертя, підвищену зносостійкість і понижену схильність до заїдання. Такими властивостями володіють різнорідні матеріали.

Черв'яки виготовляють в основному із конструкційних сталей 40, 45, 50 (рідше із сталей 35, Ст 5) з гартуванням до HRC 45 – 55; 15 Х, 20Х, 40ХН, 12ХНЗ, 18ХГТ з цементацією та гартуванням до HRC 56 – 63.

Черв'ячні колеса (або їх вінці) виготовляють тільки із антифрикційних сплавів.

При швидкостях ковзання VS до 2 м/с і великих діаметрах коліс для їх виготовлення застосовують матеріали ІІІ групи - чавун марок СЧ 15, СЧ 20, СЧ 25; до 6 м/с – застосовують матеріали ІІ групи - безолов'яні бронзи БрАЖ 9-4, БрАЖ Н-10-4-4 (при цьому черв'як повинен мати твердість не менше HRC 45) ; до 25 м/с і тривалій роботі без перерви застосовують матеріали ІІІ групи - олов'яні бронзи БрОФ 10-1, олов'яно нікелеву БрОНФ та ін. Для силових передач малої потужності і в приладах колеса можуть бути виготовлені із неметалічних матеріалів: текстоліту, капрону, нейлону та ін.

Нм.

12.7. Види руйнування зубців черв'ячних коліс.

Найбільш характерні види руйнування: заїдання і зношування зубців черв'ячного колеса, як менш міцного елемента передачі.

287

Заїдання зубців більш небезпечне, ніж втомне руйнування в передачах з колесом із твердих безолов'яних бронз і чавунів. В цьому випадку заїдання переходить в задирку поверхні частками бронзи, що приварюються до витків черв'яка з наступним швидким руйнуванням зубців колеса. В передачах з колесами із олов'яних бронз (м'які матеріали) найбільш небезпечне втомне викришування робочих поверхонь зубців коліс, але можливе і заїдання, яке проявляється в поступовому намазуванні бронзи на черв'як, при цьому передача ще може працювати тривалий час.

Зношування зубців залежить від шорсткості поверхні черв'яка, точності монтажу, ступеня забрудненості оливи, частоти пусків і зупинок передачі, а

також від величини контактних напружень σH . Після зносу виникає злом зубців.

Так як заїдання і зношування зубців залежать від контактних напружень,

то основним критерієм працездатності і розрахунку черв'ячних передач

виявляється контактна міцність робочих поверхонь зубців коліс. При цьому

розрахунок зубців на згин виконують як перевірний.

12.8. Визначення допустимих напружень

ДСТУ ISO 6336-2:2005 рекомендує такі розрахунки зубчастих передач:

1)на контактну витривалість з метою попередження втомного викришування і заїдання активних поверхонь зубців;

2)на контактну міцність при дії максимального навантаження для попередження залишкової деформації або крихкого руйнування поверхневого шару;

3)на витривалість при згині для попередження втомного злому зубців;

4)на міцність при згині максимальним навантаженням для захисту зубців від залишкової деформації або крихкого згину.

288

Формули для визначення допустимих контактних напружень [σ ]HО для

Розрахункові значення допустимих напружень одержують множенням

табличних величин [σ ]HО , [σ ]FО на коефіцієнт довговічності:

289