Червячные передачи, гиперболоидные передачи / Лекция 8_Червячные передачи,гиперболоидн

d1 = mq

q – коэффициент диаметра (зависит от модуля и также стандартизован);

q = d1 m

m – модуль зацепления (стандартизован).

m = p1 π

p1 – шаг резьбы червяка.

Угол подъема винтовой линии:

tgγ =πmz1 πd1 =mz1 d1 =z1 q

tgγ = z1 q – делительный угол подъема винтовой линии.

этом диапазоне для каждого значения модуля предусмотрены червячные фрезы при всех указанны ачениях q и z1.

ля того чтобы исключить слишком тонкие червяки, стандарт предусматривает увеличение q меньшением m. При тонком червяке увеличивается прогиб червячного вала, что наруша авильность зацепления (рекомендуют q≥0,25z2).

–смещение при нарезании червячного колеса (–1 ≤ x ≤ 1), получаемое удалением (положительно

иприближением (отрицательное) фрезы к центру заготовки.

аг зубьев колеса на делительном диаметре d2 равен шагу p1, следовательно, πd2 = z2p1или, что то

Диаметр выступов без смещения:

da1 = dω1 + 2m da2 = dω2 + 2m

Диаметр впадин без смещения:

d f 1 = dω1 −2,4m d f 2 = dω2 −2,4m

Остальные геометрические характеристики червяка и червячного колеса получаются зависимости от модуля, числа зубьев червячного колеса и витков червяка, смещения коэффициента диаметра.

Межосевое расстояние находится как:

aω = 0.5m(q + 2x + z2 )

x = amω −0.5(q + z2 )

Варьируя значения m, q и x можно вписать в заданное межосевое расстояние aω (стандарт) червяки с разным числом заходов z1 и колеса с разным числом зубьев z2, получая различные передаточные отношения при неизменных габаритах передачи.

Длина нарезной части червяка b1 принимается такой, чтобы обеспечивалось зацепление с возможно большим числом зубьев колеса.

Ширина колеса b2 назначается из условия получения угла обхвата червяка колесом. Для передач без смещения на основе эмпирического материала принимают:

Из условия неподрезания зубьев червячного колеса z2≥28.

тандарт на червячные передачи СТ СЭВ 311—76 устанавливает 12 степеней точности. 4, 5 и 6 - для передач, от которых требуется высокая кинематическая точность; 6, 7, 8 и 9 - для силовых передач.

сновы стандарта на точность червячных передач такие же, как и для зубчатых (кинематическ грешность, плавность работы передачи, пятно контакта, боковой зазор, шероховатость).

собое внимание уделяют нормам точности монтажа передачи, так как в червячной передаче ошиб ложения колеса относительно червяка более вредны, чем в зубчатых передачах.

зубчатых передачах осевое смещение колес и небольшие изменения межосевого расстояния не влия распределение нагрузки по длине зуба. В червячных передачах влияние распределения нагрузки ине зуба весьма существенно, поэтому устанавливают более строгие допуски на межосевое расстоян положение средней плоскости колеса относительно червяка. В конструкциях обычно предусматрива зможность регулировки положения средней плоскости колеса относительно червяка, а при монтаже э

червячной передаче, в отличие от зубчатой, окружные скорости червяка v1 и колеса v2 не совпадаю направлению (направлены под углом скрещивания 90°) и различны по значению. Поэтом чальные цилиндры скользят, а не обкатываются, а передаточное отношение не может бы ыражено отношением диаметров d1 и d2.

ередаточное отношение червячной передачи ределяют из условия, что за каждый оборот червяка лесо поворачивается на число зубьев, равное числу ходов червяка:

u = ω1 = z2

ω2 z1

исло заходов червяка выполняет функцию числа зубьев естерни в зубчатой передачи.

силовых червячных передачах наиболее распространены u=10...60(80); в кинематических цеп иборов и делительных механизмов встречаются u до 300 и более.

едущим в большинстве случаев является червяк.

Витки червяка скользят по зубьям колеса, как в винтовой паре.

υs =υ1 −υ2 ;

υs = υ12 +υ12 =υ1 / cosγ,

υ1 =πdω1n1 / 60, υ2 =πdω2n2 / 60,

υ1 υ2 =tgγ.

Большое скольжение в червячных передачах служит причиной пониженного КПД, повышенного износа и склонности к заеданию (основные недостатки червячных передач).

Для предотвращения износа, вызванного скольжением материалы колеса и червяка должны образовывать

антифрикционную пару (т.е. f<0,2).

КПД передачи в общем виде

η = N2 / N1 =1− Nr / N1,

N1, N2 – мощности на входе и выходе передачи,

Nr – мощность, потерянная в передаче.

Nr = NЗ + NП + NГ

Соответственно,

NЗ – потеря мощности в зубчатом (червячном) зацеплении; NП – потеря мощности в подшипниках;

NГ – потери мощности на перемешивание смазки (гидравлические потери).