2020-09-24
114
m=(0,01…0,02) 
,
или нормальный модуль для косозубых и шевронных передач
mn=(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·z1.
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 σВ 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 [σH] 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 КН – коэффициент нагрузки.
Принимаем:
КН = 1 при постоянной нагрузке и скорости скольжения 
КН = 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.
