Детали машин и основы конструктирования

111

Выбор в качестве исходного того или иного модуля обуславливается удобством контроля этого параметра в колесах с разной формой линии зуба. Основными местами контроля колес конической передачи приняты:

•основание конуса. Параметры, относящиеся к этому месту, имеют индекс е;

•середина венца конического колеса (расположена от торца колеса на расстоянии b/2). Па-

раметры, относящиеся к этому месту, имеют индекс m, хотя часто этот индекс не указывается.

Вследствие особенностей нарезания конических зубьев, величины модулей не стандартизованы и обычно их округляют до значений из ряда нормальных размеров;

x1, x2 – коэффициенты радиального смещения. Их величины выбирают по рекомендациям с целью повышения износостойкости зубьев;

xτ1, xτ2 – коэффициенты тангенциального смещения. Их величины выбирают по рекомендациям с целью выравнивания прочности зубьев колеса и шестерни.

Каждое расположение линии зубьев конических колес имеет особенность изготовления и, как следствие, – различие в форме по длине. Зубья выполняют одной из следующих трех форм:

форма I – нормально понижающиеся зубья: вершины всех конусов (вершин и впадин зубьев, делительный) сходятся в одной точке (рис. 8.16д). Является основной для прямозубых и косозубых колес, а также круглозубых колес с числом зубьев меньше 25;

форма II – зубья с постоянной шириной дна впадины: вершины конусов не совпадают. Эта форма позволяет обрабатывать одним инструментом сразу обе поверхности зубьев. Является основной для колес с круговыми зубьями;

форма III – равновысокие зубья: образующие внутреннего и начального конусов параллельны. Применяется для колес с круговыми зубьями, если их число больше 100.

Колеса, изготовленные по форме I, также характеризуются следующими геометрическими параметрами:

б)

а)

г)

Рис. 8.16 – Коническая передача: схема (а), обозначение и расположение линии зуба прямозубого (б) и косозубого (в) колес и колеса с круговым зубом (г), основные геометрические параметры (д) и составляющие усилия зацепления (е)

112

mnm = mte(1 – 2bRe )cosβm – связь нормального и окружного модулей;

δ2 = arctg(z2 / z1) – угол при вершине делительного конуса ведомого колеса. Образующая делительного конуса изображается на чертеже штрих-пунктирной линией;

δ1 = 90° – δ2 – угол при вершине делительного конуса ведущего колеса ортогональной передачи;

d e1(e2) = 2Re sinδ1(2) = mte z1(2) – внешний делительный диаметр ведущего 1 (ведомого 2) колеса;

d 1(2) = 2(Re – b / 2)sinδ1(2) – средний делительный диаметр ведущего 1 (ведомого 2) колеса; Rm= Re – b / 2 – среднее конусное расстояние;

ψbRe = b / Re – относительная ширина колес, вспомогательный коэффициент, используемый в процессе проектирования конической передачи. Рекомендуемое значение принимается равным 0,285.

Качественные показатели зацепления конической передачи аналогичны показателям цилиндрической передачи.

Основные кинематические параметры:

n1, n2 – частоты вращения ведущего и ведомого колес;

u = n1 / n2 = d2 / d1 = z2 / z1 = tgδ2 – передаточное число (функциональный параметр) и его связь с частотами вращения и геометрическими параметрами (выражение через числа зубьев приведено для зубчатой передачи). Рациональное по габаритам значение лежит в интервале от

1 до 5.

Основные энергетические и силовые параметры:

N или Р – передаваемая мощность, функциональный параметр. Вследствие потерь выходная мощность N2 меньше входной N1, т.е.

N2 = N1 η ,

где η – КПД передачи. В зависимости от точности изготовления и сборки передачи, характера смазывания и других условий КПД лежит в пределах 0,9...0,95. С другой стороны, КПД фрикционной передачи меньше, чем зубчатой. В расчетах эвольвентных конических зубчатых передач КПД часто принимают равным единице;

Т1 = N1 /ω1 – вращающий (крутящий) момент на ведущем колесе;

Т2 = N2 /ω2 = Т1 u η – вращающий (крутящий) момент на ведомом колесе;

Ft = 2 T1 / d1 – окружная составляющая усилия взаимодействия колес, передающая вращательное движение. Формула дает приближенный результат, поскольку не учитывает потери в зацеплении и действительное распределение усилия взаимодействия зубьев. Индексы 1 и 2, обозначавшие бы усилия, которые действуют на ведущее и ведомое колеса, не проставлены, поскольку эти усилия при данных допущениях равны по величине (но противоположны по направлению).

В фрикционной передаче вращение передается благодаря силе трения Fтр, которая выполняет роль окружного усилия. При этом Ft ≤ Fтр , и нарушение этого условия приводит к проскальзыванию колес. В свою очередь, сила трения является следствием действия между колесами силы нормального давления Fn (она направлена по нормали к образующей конуса и, по отношению к колесам, раскладывается на осевую и радиальную составляющие) и наличия между ними сцепления, характеризуемого коэффициентом трения f, т.е.

Fтр = f Fn .

В эвольвентной зубчатой передаче (рис. 8.16е) окружное усилие является частью силы давления между зубьями, направленной по нормали к их боковой поверхности в месте контакта. Радиальная и осевая составляющие обычно выражаются через окружное усилие. Так, для прямозубых колес в передаче с взаимноперпендикулярными осями они подсчитываются по

113

формулам:

Fa1 = Fr2 = Ft tgαo sinδ1 , Fa2 = Fr1 = Ft tgαo cosδ1 .

Расположение конических колес под углом друг к другу приводит к тому, что радиальное направление усилия для одного колеса является осевым для другого.

Отказы конических и цилиндрических передач схожи.

Конические зубчатые колеса изготавливаются на оборудовании, специально предназначенном для обработки колес такой формы. Назначение норм точности конических и цилиндрических передач одинаково.

Конические зубчатые передачи, по сравнению с цилиндрическими, сложнее в изготовлении и монтаже (необходима регулировка зацепления, т.е. обеспечение совпадения вершин делительных конусов), обладают меньшей прочностью.

Конические колеса с круговым зубом по сравнению с прямозубыми сложнее в изготовлении, но более бесшумны, имеют повышенную прочность и плавность работы. Однако при некоторых соотношениях направлений линии зуба и направления вращения осевая составляющая усилия зацепления колес с круговым зубом может быть направлена к вершине конуса и, следовательно, в процессе работы такие колеса будут втягиваться одно в другое, что может вызвать их заклинивание (при наличии осевых люфтов в опорах). Косозубые колеса по своим эксплуатационно-технологическим свойствам занимают промежуточное положение между прямозубыми колесами и колесами с круговым зубом.

8.1.5 Планетарная передача

Это сложная по устройству, соосная и, как правило, многопоточная передача. Она называется планетарной, поскольку в ней имеются колеса с подвижными в пространстве осями, движение которых напоминает движение планет. Первые упоминания о передаче относятся к концу 18 века.

Существует много разновидностей планетарных передач (их общим признаком является наличие колес с подвижными осями). На рис. 8.17 представлена схема самой простой и наиболее распространенной передачи. Здесь вращение n1 (при работе передачи в режиме редуцирования) с центрального (солнечного) колеса с числом зубьев z1 передается на подвижные коле- са-сателлиты z2 (на виде спереди, рис. 8.17б, в качестве примера показаны три сателлита, но на виде сбоку, рис.16а, принято показывать только один сателлит). Сателлиты катятся по внутренней поверхности неподвижного корончатого колеса z3 и приводят во вращение водило (на рис. 8.17б изображено в виде треугольника), несущее оси сателлитов и соединенное с выходным валом nв (вал водила). При работе передачи в режиме мультипликации порядок передачи движения – обратный. Физический принцип действия планетарной передачи тот же, что и у цилиндрической.

Планетарная передача часто используется и как дифференциал, т.е. механизм с двумя степенями свободы, допускающий складывать и вычитать два независимых движения (по блоксхеме, представленной на рис. 8.4ж). Это достигается введением подвижности корончатого колеса.

Планетарные передачи могут быть созданы как на основе цилиндрических колес, так и конических (например, используемый в автомобилях конический дифференциал), зубчатых либо фрикционных. Приведенная ниже характеристика будет относиться к цилиндрическим эвольвентным зубчатым планетарным передачам, как наиболее распространенным.

Основные исходные геометрические параметры передачи (рис. 8.17а,б):

z1, z2, z3 – числа зубьев центрального колеса, сателлита и корончатого колеса соответственно. Это – целые положительные числа, выбор которых производится с учетом условий отсутствия интерференции и подреза ножки зуба;

114

αo – угол зацепления, стандартная величина (ГОСТ 13755);

x1, x2, x3 – коэффициенты смещения. Их выбор производится из условия соответствия требуемого числа зубьев условию соосного расположения центрального и корончатого колес;

b – ширина колес, обычно округляется до значений из ряда нормальных линейных размеров; mn – нормальный модуль, стандартная величина (ГОСТ 9563). Как правило, планетарные передачи выполняют прямозубыми, т.е. β =0, и поэтому используют обозначение модуля без индекса – m;

nс – число сателлитов. С увеличением количества сателлитов возрастает многопоточность и, следовательно, нагрузочная способность передачи. При nс =1 передача нуждается в динамическом уравновешивании.

Производными исходных параметров передачи являются ее следующие основные геометрические параметры (формулы приводятся для нулевых колес):

d1(2,3) = m z1(2,3) – делительные диаметры колес;

dа1(2) = d1(2) +2 m – диаметры окружностей вершин зубьев центрального колеса и сателлита; dа3 = d3 – 2 m – диаметр окружности вершин зубьев корончатого колеса;

aw12 =(d1 + d2) / 2 = m (z1 + z2) / 2 – межосевое расстояние пары центральное колесо-сателлит. Используется как вспомогательная характеристика;

ψba = b / aw12 – коэффициент относительной ширины колес, вспомогательный параметр. Его величина выбирается из ряда предпочтительных чисел R10. С увеличением этого коэффициента, т.е. с ростом относительной ширины колес, повышается прочность зацепления, но и возрастает их чувствительность к перекосам осей колес, неравномерность нагружения зубьев по ширине венца, что в итоге прочность снижает. Значение коэффициента и, следовательно, ширины колес в процессе проектирования оптимизируется.

Особенность конструкции планетарной передачи накладывает следующие ограничения на выбор ее параметров:

а) z2 + 2<(z1 + z2)sin(π / nc) – условие соседства, т.е. проверка наличия зазора между соседними сателлитами. Поскольку в начале проектирования числа зубьев еще не известны, то условие соседства приближенно может быть представлено в виде ограничения на предельное число сателлитов:

б) d1 + 2d2 =d3 – условие соосности, т.е. проверка совпадения осей входного и выходного валов. Для нулевых колес выражение принимает вид: z1 + 2z2 = z3 ;

в) (z1 + z3) / nc = J – условие сборки, т.е. проверка симметричного расположения сателлитов в передаче и, следовательно, их динамической уравновешенности. Здесь J – натуральное число.

Основные кинематические параметры передачи: n1, nв – частоты вращения ведущего и ведомого валов;

u = n1 / nв = d3 / d1 +1 = z3 / z1 +1 – передаточное число, функциональный параметр. Рациональное значение лежит в пределах u =3,5...8. При больших значениях u размеры центрально-

Рис.8.17 – Схема и основные параметры планетарной передачи

115

го колеса становятся настолько малыми, что усложняется его конструкция и изготовление. Нижнее ограничение вытекает из выражения для передаточного числа (предельное значение – u= 2 , при котором диаметр сателлита становится равным нулю d2 = 0).

Основные энергетические и силовые параметры:

N (или Р) – передаваемая мощность (функциональный параметр). Вследствие потерь выходная мощность N2 меньше входной N1, т.е.

N2 = N1 η ,

где η – КПД передачи. В зависимости от точности изготовления передачи, характера смазывания и других условий КПД лежит в пределах 0,95...0,97 и уменьшается с ростом передаточного числа. В расчетах передач по схеме, представленной на рис.16, КПД принимают равным единице;

Т1 = N1 /ω1 – вращающий (крутящий) момент на центральном колесе; Т2 = N2 /ωв = Т1 u η – вращающий (крутящий) момент на ведомом валу;

Ft = 2 T1 / (d1 nc′ ) – окружная составляющая усилия, передающая вращательное движение (рис.16в) и действующая в каждой паре внешнего (центральное колесо-сателлит) и внутреннего (сателлит-корончатое колесо) зацеплений. Здесь nc′ – приведенное число сателлитов ( nc′ < nc), косвенно учитывающее неравномерность распределения потоков мощности по сателлитам, определяется по рекомендациям;

Fr = Ft tgαo – радиальная составляющая усилия зацепления;

Fa = 0 – осевая составляющая усилия зацепления (рассматриваются прямозубые колеса); Fo = 2Ft – усилие давления сателлита на ось водила.

Отказы планетарной передачи вызываются теми же причинами, что и в цилиндрической. Однако проверка условий прочности проводится для двух зацеплений: внешнего и внутреннего. Если материал всех колес планетарной передачи одинаков (одинаковы механические характеристики), то проверяется только внешнее зацепление (центральное колесо–сателлит), как конструктивно менее прочное.

Колеса планетарной и цилиндрической передач характеризуются одними и теми же нормами точности изготовления. Но статическая неопределимость конструкции планетарной передачи (при nс >1) требует назначения для ее колес более высоких, чем для цилиндрической передачи, степеней точности.

Планетарные передачи, по сравнению с цилиндрическими, значительно компактнее, обладают повышенной нагрузочной способностью и конструктивно удобной формой (вся передача находится внутри корончатого колеса-корпуса цилиндрической формы). При больших передаточных числах оптимально применение многоступенчатых планетарных передач. Многопоточность и, следовательно, статическая неопределимость схемы конструкции передачи требуют повышенной точности изготовления деталей и делают более трудоемкой сборку.

Применение других схем планетарных передач позволяет получить в одной ступени передаточные числа 50...10 000. Но с ростом этого числа сильно падает величина КПД.

8.1.6 Винтовая передача

Предназначена для передачи вращения между валами со скрещивающимися осями. Угол между осями может быть любым, но наиболее распространены передачи с углом 90о (ее блоксхема показана на рис.4г). Передача состоит из пары цилиндрических колес и может функционировать только как зубчатая косозубая, поскольку в основе ее работы лежит эффект клина (выдавливание клина-зуба одного колеса клином-зубом другого).

Основные исходные геометрические параметры передачи (рис. 8.18): z1, z2 – числа зубьев колес;

αo – угол зацепления, стандартная величина (ГОСТ 13755);

116

x1, x2 – коэффициенты смещения;

b – ширина колес, обычно округляется до значений из ряда нормальных линейных размеров; mn – нормальный модуль, стандартная величина (ГОСТ 9563);

β1(2) – угол наклона линии зубьев ведущего (1) и ведомого (2) колес. Для передачи с углом между осями 90° должно выполняться равенство β1 + β2 = 90° .

Основные кинематические параметры передачи: n1, n2 – частоты вращения ведущего и ведомого валов;

u = n1 / n2 = d2 tgβ1 / d1 = z2 / z1 – передаточное число, функциональный параметр. Обычно u =1...2, но часто передачу выполняют и с u =1 (например, при снятии с вала части мощности). Здесь d1, d2 – делительные диаметры колес.

Основные энергетические и силовые параметры:

N (или Р) – передаваемая мощность (функциональный параметр). Вследствие потерь выходная мощность N2 меньше входной N1, т.е.

N2 = N1 η ,

где η – КПД передачи, которое из-за высокого скольжения зубьев в зацеплении невелико. Максимальное значение КПД достигается при равенстве углов β наклона линии зубьев ведущего и ведомого колес;

Т1 = N1 /ω1 – вращающий (крутящий) момент на ведущем валу;

Т2 = N2 /ω2 = Т1 u η – вращающий (крутящий) момент на ведомом валу.

Рис.8.18 – Схема винтовой передачи

Отказы винтовой передачи вызываются заеданием зубьев (слипанием поверхностей зубьев взаимодействующих колес при их относительном скольжении под большой нагрузкой) и изгибным разрушением зубьев.

Винтовые передачи вследствие низкого КПД и интенсивного износа зубьев преимущественно применяют в малонагруженных приводах (в кинематических передачах, главная цель которых – обеспечить кинематическую точность при малых нагрузках). Передача обладает плавностью работы.

8.1.7 Волновая передача

Предназначена для передачи вращения между соосно расположенными валами по блоксхеме, представленной на рис. 8.4а. Волновая передача бывает фрикционной и зубчатой, часто используется и как дифференциал. Фрикционная волновая передача была изобретена в середине 40-х годов 20 века в нашей стране, а зубчатая – в конце 50-х годов в США.

Изменение частоты вращения основано на том, что длина делительной окружности гибкого колеса (с числом зубьев z1, рис. 8.19а,б) несколько меньше длины делительной окружности жесткого колеса (z2). Гибкое колесо выполняется тонкостенным, и при его радиальной дефор-

117

мации генератором (или, как еще называют, – деформатором) оно входит в частичный контакт с жестким колесом. Количество и расположение зон контакта определяется формой генератора. Наиболее распространены (по достижению наилучшей прочности и наибольшего передаточного числа) двухволновые генераторы, придающие гибкому колесу овальную форму.

Конструктивно генераторы могут выполняться в виде разнесенных роликов-сателлитов (такой двухволновой роликовый генератор показан на рис. 8.19б), дисков (ролики, диаметры которых лишь немного меньше внутреннего диаметра гибкого колеса) или овального диска с насаженным на него специальным гибким подшипником. Кольца такого подшипника тоньше, достаточно легко деформируются и принимают форму генератора, а сам подшипник позволяет уменьшить трение и износ между генератором и внутренней поверхностью гибкого колеса.

При вращении генератора гибкое колесо перекатывается по внутренней поверхности жесткого колеса. Но поскольку длина окружности у гибкого колеса меньше, то за полный оборот генератора (связанного с ведущим валом) гибкое колесо (и выходной вал) вынуждено сместиться относительно жесткого в направлении, противоположном направлению вращения генератора, на величину равную разности длин окружностей обоих колес.

На рис. 8.19а показана схема передачи с закрепленным жестким и подвижным гибким колесами.

Возможно закрепление гибкого колеса и, соответственно, вращение жесткого колеса. Такая схема является основной для герметичных волновых передач (рис. 8.19в). Здесь гибкое колесо выполняется в виде тонкостенного стакана с фланцем и, как сложная по форме, но сплошная стенка, герметично разделяет два пространства (внутри и снаружи гибкого колеса).

В фрикционной волновой передаче, чтобы гибкое колесо перекатывалось по внутренней поверхности жесткого колеса и не проскальзывало, генератор должен прижимать их с достаточно большим усилием. В волновой зубчатой передаче зубья гибкого колеса последовательно вдавливаются во впадины зубьев жесткого колеса (в основе работы зацепления лежит клиновой эффект). Зацепление существенно повышает нагрузочную способность передачи, что обусловило преимущественное распространение зубчатых передач.

Основные исходные геометрические параметры волновой зубчатой передачи (рис. 8.19): z1, z2 – числа зубьев гибкого и жесткого колес;

d – внутренний диаметр гибкого колеса в месте посадки генератора, округляется до значений из ряда нормальных линейных размеров, либо, при использовании стандартного гибкого подшипника, приводится в соответствие с его наружным диаметром;

L – длина гибкого колеса. Ее величина выбирается по рекомендациям и округляется до значений из ряда нормальных линейных размеров;

αo – угол зацепления, стандартная величина (ГОСТ 13755); x1, x2 – коэффициенты смещения;

b – ширина зубчатого венца, обычно округляется до значений из ряда нормальных линейных размеров;

m – нормальный модуль, стандартная величина (ГОСТ 9563).

Основные кинематические параметры передачи: n1, n2 – частоты вращения ведущего и ведомого валов;

u = n1 / n2 – передаточное число, функциональный параметр. Рациональные значения этого числа лежат в пределах u =60...300. Нижний предел ограничен изгибной прочностью венца гибкого колеса, верхний – недопустимо малыми размерами зубьев, такими что либо невозможно подобрать для их изготовления инструмента, либо упругая податливость зубчатого венца становится соизмеримой с высотой зубьев, что вызывает прощелкивание зацепления.

119

8.1.8 Червячная передача

Предназначена для передачи вращения между валами со скрещивающимися осями. Наиболее распространенный случай – угол 90° между осями (блок-схема показана на рис. 8.4г). Передача относится к виду зубчато-винтовых – в основе ее работы лежит эффект клина (выдавливание одного клина другим), и поэтому может функционировать только как зубчатая. Передача состоит из червяка, представляющего собой винт с числом заходов z1 (рис. 8.20а), и червячного колеса, являющимся косозубым зубчатым колесом с числом зубьев z2. В режиме редуцирования ведущим является червяк.

Первые упоминания о червячных передачах с треугольным профилем зубьев встречаются в 3 веке до н.э. в описании многоступенчатого зубчато-червячного редуктора. Применялись червячные колеса и с цевками вместо зубьев.

Профили витков червяка выполняют трех видов:

•архимедов червяк, с трапецеидальным профилем резьбы в осевом сечении. Наиболее распространен и технологичен (но сложна шлифовка боковых поверхностей витков);

•конволютный червяк, с прямолинейным профилем витков в сечении, нормальном линии зуба (витков). Их преимущество состоит в удобстве шлифования боковых поверхностей витков;

•эвольвентный червяк, представляющий собой косозубое зубчатое колесо с малым числом зубьев и очень большим углом их наклона. Шлифовка боковых поверхностей таких витков производится на специальном оборудовании.

Сцелью увеличения длины контакта червяка и колеса зубчатый венец червячных колес имеет дуговую (торообразную) форму (рис. 8.20б).

Основные исходные геометрические параметры передачи:

z1, z2 – число заходов червяка (обычно имеет индекс 1) и число зубьев червячного колеса (индекс 2). Стандартом установлены следующие значения числа заходов z1 =1, 2, 4. Рекомен-

дуется принимать z2 ≥ 28 (из условия отсутствия подреза зубьев нулевых червячных колес); αo – угол зацепления, основная стандартная величина (ГОСТ 13755) которого равна 20°: у

архимедова червяка – в осевом сечении, у конволютного – в нормальном сечении, у эвольвентного – в нормальном сечении косозубой рейки, сцепляющейся с червяком;

m – осевой модуль, стандартная величина (ГОСТ 2144);

q – коэффициент диаметра червяка, стандартная величина (ГОСТ 19063). Он показывает, сколько модулей содержится в величине делительного диаметра червяка (поскольку формула для расчета делительного диаметра червяка как эвольвентного зубчатого колеса к червякувинту не применима).

Величины модуля и коэффициента диаметра червяка взаимосвязаны. Стандартом допускаются следующие их значения:

m (q): 1 (16; 20) – 1,25 (12,5; 16; 20) – 1,5 (14; 16) – 2 (8; 10; 12; 12,5; 16; 20) –

2,5 (8; 10; 12,5; 16; 20) – 3 (10; 12) – 3,15 (8; 10; 12,5; 16; 20) – 3,5 (10; 12; 14) – 4 (8; 9; 10; 12; 12,5; 16; 20) – 5 (8; 10; 12,5; 16; 20) – 6 (9; 10) – 6,3 (8; 10; 12,5; 14; 16; 20)

– 7 (12) – 8 (8; 10; 12,5; 16; 20) – 10 (8; 10; 12,5; 16; 20) – 12 (10) – 12,5 (8; 10; 12,5; 16; 20) – 14 (8) – 16 (8; 10; 12,5; 16) – 20 (8; 10).

С увеличением коэффициента q червяк становится прочнее и жестче, но и возрастают потери на трение в передаче;

x2 – коэффициент смещения колеса. Смещение у червяков отсутствует;

b1 – длина нарезанной части червяка, обычно округляется до значений из ряда нормальных линейных размеров;

b2 – ширина червячного колеса, обычно округляется до значений из ряда нормальных линейных размеров.

Производными исходных параметров передачи являются ее следующие основные гео-

метрические параметры:

d1 = m q – делительный диаметр червяка;

120

d2 = m z2 – делительный диаметр колеса; dа1 = d1 +2m – наружный диаметр червяка;

dа2 = d2 +2m +2x2 – наружный диаметр колеса в среднем сечении (рис. 8.20б);

dае2 ≥ dа2 + 6m /(z1 +2) – наибольший диаметр колеса, округляется до предпочтительного значения;

aw = (d2 + d1)/ 2 = m (z2 + q + 2x2)/ 2 – межосевое расстояние. При проектировании, для удобства изготовления, желательно округление величины межосевого расстояния до значений из ряда нормальных чисел с последующим уточнением коэффициента смещения х2, рекомендуемые значения которого лежат в пределах –1...+1. В передаче с нулевым колесом, при сохранении заданного передаточного числа, межосевое расстояние не округляют;

tgγ = z1 / q , где γ – угол подъема витков червяка (винтовой линии) по делительной окружности.

Нормы точности червячных передач назначаются аналогично цилиндрическим зубчатым передачам.

Основные кинематические параметры:

n1, n2 – частоты вращения ведущего и ведомого валов;

u = n1 / n2 = z2 / z1 – передаточное число, функциональный параметр. Рациональные значения этого числа лежат в пределах u =8...80. Нижний предел ограничен условием подреза зубьев колеса, а верхний – их изгибной прочностью;

vs = ω1 d1 /(2cos γ) – скорость скольжения зубьев в зацеплении.

Основные энергетические и силовые параметры:

N (или Р) – передаваемая мощность (функциональный параметр). Вследствие потерь выходная мощность N2 меньше входной N1, т.е.

N2 = N1 η ,

где потери в зацеплении передачи в режиме редуцирования равны

а)

Рис.8.20 – Червячная передача: схема и основные параметры