Модуль для прямозубых передач

m=(0,01…0,02) ,

или нормальный модуль для косозубых и шевронных передач

m_n=(0,016…0,0315) .

Округляем его значения до стандартного из ряда: 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20.

При выборе модуля следует учитывать, что мелкомодульные колеса с большим числом зубьев предпочтительнее по условиям плавности хода и экономичности; крупномодульные колеса дольше противостоят изнашиванию и менее чувствительны к перегрузкам. Принимать m<2 мм в силовых передачах не рекомендуется.

Число зубьев z₁ и z₂ зубчатой передачи при определенном из расчета межосевом расстоянии  и выбранном модуле m определяем по формуле:

для прямозубых передач

 

для косозубых и шевронных передач

 

где - угол наклона зубьев.

Принимаем:

 - для косозубых передач,

 - для шевронных передач.

Минимальное число зубьев при нарезании методом обкатки  (для косозубых ), однако на практике число зубьев меньшего колеса в передаче принимают равным  

Геометрические размеры зубчатых цилиндрических колес выражают через модуль  для прямозубых передач или через нормальный модуль для косозубых и шевронных передач.

Шаг зубьев ……………………………………………… .

Высота головки зуба …………………………………… .

Высота ножки зуба ………………………………………

Диаметр делительной окружности

для прямозубых передач………………………………

для косозубых и шевронных передач………………… .

Диаметр вершин зубьев ……………………………….

Диаметр впадин …………………………………….

Ширина венца колеса ……………………………………

Ширина шестерни берется больше ширины колеса на  мм:

                                                                                       

Уточняем межосевое расстояние передачи

Полученный расчет проверим на контактную выносливость по формуле:

 

 

где Z – вспомогательный коэффициент.

Принимаем:

Z=10·10³ – для прямозубых передач,

Z=8,5·10³ – для косозубых и шевронных передач.

Допускается недогрузка не более 10% или перегрузка до 5%. Если условие прочности не выполняется, то либо изменяют межосевое расстояние, либо выбирают другие материалы колес или другую термическую обработку и расчет повторяют.

Червячные передачи служат для передачи вращательного движения между валами, оси которых перекрещиваются. Червячные передачи относятся к числу зубчато-винтовых. Ведущим звеном обычно является червяк.

Передаточное отношение (число) червячной передачи

По ГОСТ 2144-76 предусмотрены передаточные числа червячных передач: 8; 10; 12,5; 16; 20;25;31,5;40;50;63;80.

Червячные передачи так же, как и зубчатые, рассчитываются на контактную выносливость.

Для предварительного расчета число витков червяка задается, исходя из передаточного числа передач:

z₁ = 1;                             z₁ = 2;                               z₁ = 4;

u ≥ 30;                            u = 15÷30;                        u = 8.

C увеличением числа витков возрастает угол подъема витка червяка и повышается КПД передачи. Поэтому применение однозаходных червяков без крайней необходимости не рекомендуется.

Число зубьев червяка       z₂ = u·z_1.

Коэффициент диаметра червяка принимают          q = z₂/4;

полученное значение следует округлить до ближайшего стандартного: 8,0; 10,0; 12,5; 16,0; 20,0; 25,0.

При выборе материала для червячной пары необходимо обеспечить хорошие антифрикционные и противозадирные свойства. Наилучшие результаты достигаются при изготовлении червяка из материалов с твердой поверхностью и колеса из антифрикционных материалов.

Червяки изготавливают из углеродистых или легированных сталей с соответствующей термообработкой.

Червяки из сталей 40, 45, 40Х, 40ХН закаливают до твердости 45-55HRC, а червяки из сталей 15Х, 20Х. 18ХГТ подвергают цементации и закалке до твердости 58 - 63 HRC.

Червячные колеса изготавливают из бронзы или чугуна. С целью экономии дорогостоящей бронзы червячное колесо делают составным: венец – бронзовым, а центр колеса – чугунным или стальным. Наилучшими антифрикционными свойствами обладают оловянные бронзы (БрОФ10-1, БрОФН10-1-1), но они дороги и применяются для ответственных высокоскоростных передач. Более дешевыми являются алюминиевые бронзы (БрАЖН10-4-4, БрАЖ9-4).

Для оловянных бронз допускаемые контактные напряжения определяют из условия сопротивления усталостному выкрашиванию поверхности зубьев

где σ_В смотри табл.8

Таблица 8

Марка бронзы	Способ отливки	σВ	НВ
БрОФН10-1-1 БрОФ10-1 БрОФ10-1	Центробежный В кокиль В землю	290 260 200	100-120 100-120 80-100

 

Допускаемые контактные напряжения [σ_H] для твердых бронз и чугунов принимают из условия сопротивления заеданию в зависимости от скорости скольжения (табл.9).

 

Таблица 9

Материал		[σH],МПа, при скорости скольжения νS, м/с
венца колеса	червяка	0	0,25	0,5	1	2	3	4	6	8
БрАЖ9-4	Сталь, НRC›45	-	-	182	179	173	167	161	150	138
БрАЖН10-4-4	Сталь, НRC›45	-	-	196	192	187	181	175	164	152
СЧ15илиСЧ18	Сталь20, 20Хцемен тованная	184	155	128	113	84	51	-	-	-
СЧ10илиСЧ15	Сталь45	170	141	113	98	71	-	-	-	-

 

Расчет на контактную прочность является основным. При этом используется формула Герца в виде:

 

 

При проектном расчете основным расчетным параметром является межосевое расстояние  Формула для определения межосевого расстояния червячных передач имеет вид:

где К_Н – коэффициент нагрузки.

Принимаем:

К_Н = 1 при постоянной нагрузке и скорости скольжения

К_Н = 1,1…1,4 – при переменной нагрузке и скорости скольжения

Упрощенная формула проектного расчета межосевого расстояния имеет вид:

Полученное значение межосевого расстояния  округляем до стандартного из ряда: 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 400; 500; 630.

После определения межосевого расстояния определяем осевой модуль зацепления

 

Полученное значение модуля округляем до стандартного из ряда: 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10; 12,5; 16.