Предисловие (стр. 13 )

(3.77)

причем ориентировочно принимают и округляют до ближайше­го стандартного значения по табл. 8.2; z2 определяют в результате кине­матического расчета передачи (для стандартных редукторов z2min = 32).

Упрощенно последнюю формулу для проектного расчета можно записать в следующем виде:

(3.78)

а формулу для проверочного расчета записать так

(3.79) По величине межосевого расстояния определяют расчетный модуль m по формуле:

(3.80)

округляя его до стандартного ближайшего значения по табл. 8.1.

При проектировании цилиндрических червячных передач для редук­торов следует согласовать с ГОСТом величины а, и и сочетания m, q, z1 и z2.

После установления основных параметров передачи определяют размеры червяка и колеса, вычисляют скорость скольжения, находят рас­четное значение КПД и вращающего момента на валу червячного колеса, а затем проводят проверочный расчет, сравнивая расчетное контактное напряжение с допускаемым, причем недогрузка желательна не более 10%, а перегрузка не должна превышать 5%.

Расчет зубьев червячного колеса на усталость при изгибе. Ука­занный расчет является проверочным, причем червячное колесо рассматривается как косозубое; за счет дугообразной формы зубья чер­вячного колеса полагаются приблизительно на 40% прочнее.

Формула для проверочного расчета зубьев червячного ко­леса на усталость при изгибе имеет вид

(3.81)

где К — коэффициент нагрузки, принимаемый таким же, как при расчете на контактную усталость; YF2 — коэффициент формы зуба, принимаемый по табл. 3.12 по эквивалентному числу зубьев; γ — угол подъема линии витка червяка; [σf] — допускаемое напряжение изгиба, принимаемое для реверсивной работы в зависимости от предела выносливости при симмет­ричном цикле изменения напряжений, а для нереверсивной работы — в зависимости от предела выносливости при отнулевом цикле (указания по выбору допускаемых напряжений см. в 3.4.4).

Эквивалентное число зубьев z2, вычисляется как для косозубых ко­лес, а именно

(3.82)

где γ — угол наклона линии зуба червячного колеса, равный углу подъема

линии витка червяка.

Таблица 3.12

Z2u	20	24	26	28	30	32	35	37	40	45	50	60	80	100	150	300
YF2	1,98	1,88	1,85	1,80	1,76	1.71	1.64	1.61	1.55	1.48	1.45	1,40	1.34	1,30	1,27	1,24

Тепловой расчет и смазывание червячных передач.

Механиче­ская энергия, потерянная в передачах, переходит в тепловую, вызываю­щую нагрев деталей и масла. Ввиду невысокого КПД червячные передачи работают с большим тепловыделением. Однако нагрев масла до темпера­туры свыше 95° приводит к резкому снижению его вязкости и защитных свойств и, следовательно, к появлению опасности заедания передачи. По­этому температура масла в картере передачи не должна превышать до­пускаемую [tм] = 70...90 °С в зависимости от сорта масла.

Для нормальной работы передачи необходимо обеспечение теп­лового баланса, т. е. чтобы количество теплоты, выделяющееся в результате превращения механической энергии в тепловую, не превыша­ло количество теплоты, отводимой от передачи естественным или искус­ственным путем.

Количество теплоты Q1, выделяющейся в передаче,

(3.83)

где Р — мощность на ведущем валу; η — КПД передачи.

Количество теплоты Q2, отводимой через стенки редуктора в окру­жающую среду естественным путем,

(3.84)

где А — площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора (без учета днища); КT = 8Вт/(м2·град) — коэффициент теплоотдачи стенок (большие значения при хорошей циркуляции воздуха в помещении); tM — температура масла; t0 = 20 °С — расчетная температура окружающей среды.

Площадь А поверхности охлаждений корпуса редуктора определяет­ся по формуле (см. рис. 3.27; в и рис 3.28):

(3.85)

где — высота корпуса; — длина корпуса;

— ширина корпуса.

Если , то естественного охлаждения достаточно, в противном случае надо увеличить поверхность охлаждения, сделав стенки корпуса ребристыми (в этом случае при расчете учитывают 50% площади поверх­ности ребер).

При достаточном естественном охлаждении соблюдается следующее условие:

(3.86)

Если естественного охлаждения недостаточно, т. е. , то при­меняется искусственное охлаждение, при котором коэффициент теплоот­дачи значительно повышается.

Для зубчатых и маломощных червячных передач обычно достаточно
естественного охлаждения; для червячных передач большой мощности с невысоким КПД и для всех глобоидных передач применяют искусствен­ное охлаждение.

Основные способы искусственного охлаждения показаны на рис. 3.31.

а — воздушное охлаждение с помощью вентилятора, встроенного в кор-

Рис. 3.31

пус редуктора (коэффициент теплоотдачи при этом способе КТ = 20...28 Вт/(м2·град); б — водяное охлаждение с помощью змеевика с проточной водой, встроенного в корпус редуктора (коэффициент теплоотдачи при этом способе КТ = 70Вт/(м2-град); в — циркуляционное охлаждение масла с применением специальных холодильников. Следует заметить, что при последних двух способах интенсивность охлаждения зависит не только от площади поверхности охлаждения корпуса редуктора, поэтому применять вышеприведенные формулы для теплового расчета нельзя.

В червячных передачах возможно интенсивное изнашивание актив­ных поверхностей зубьев червячного колеса, а также возникновение за­едания и его опасной формы — задира. Поэтому в этих передачах реко­мендуется применять нефтяные масла повышенной вязкости с добавлени­ем (для улучшения противозадирных свойств) растительного масла, либо применять синтетические масла, например эфирные и т. д.

§ 3.4.5. Материалы и допускаемые напряжения

Ранее было установлено, что кинематической паре червяк—червяч­ное колесо свойственны большие скорости скольжения, превышающие окружную скорость червяка, и, как следствие, механическое изнашива­ние, в частности изнашивание при заедании и усталостное изнашивание. Поэтому при выборе материалов червячной пары необходимо обеспе­чить хорошие антифрикционные и противозадирные свойства. Наилуч­шие результаты достигаются при сочетании высокотвердой стальной по­верхности с антифрикционным материалом, обладающим необходимой объемной прочностью, например бронзой.

В малоответственных передачах червяк делают из среднеуглеродистых сталей (например, марок 45, 40Х и др.), подвергнутых нормализации или улучшению, причем твердость активных поверхностей витков Н < 320 НВ. Более высокая нагрузочная способность передачи получается, если червяк из среднеуглеродистой стали (например, марок 45Х, 40ХН, 35ХГСА и др.) подвергнуть поверхностной или объемной закалке до твердости Н ≥ 45HRC3. Наилучшие результаты достигаются, если червяк изготовить из низкоуг­леродистой стали (например, марок 20Х, 18ХГТ, 12ХНЗА и др.) с после­дующей цементацией и закалкой до твердости Н ≥ 56HRC3, шлифовани­ем и полированием витков. Червяки из азотируемых сталей (38Х2МЮА, 38Х2Ю и др.) не требуют шлифования витков, а только полируются. Для передач с колесами очень больших диаметров целесообразно червяки делать бронзовыми, а червячные колеса — чугунными.

Конструктивно червяки чаще всего изготовляют заодно целое с ва­лом и лишь в редких случаях — насадными.

В целях экономии цветных металлов червячные колеса чаще всего делают составными: на чугунный или стальной центр насаживается брон-зовый венец по прессовой посадке.

Для неответственных, слабонагруженных и тихоходных передач при скоростях скольжения υs < 2 м/с возможно изготовление червячного ко­леса из чугуна или пластмасс (текстолит, полиамиды). В случае примене­ния стальных хромированных червяков и чугунного червячного колеса предельная скорость скольжения может быть увеличена.

Наилучшими антифрикционными и противозадирными свойствами обладают оловянные бронзы (например, БрОФ10-1, БрОНФ и др.), однако они дороги и дефицитны, и поэтому применяются только для ответственных передач с высокими скоростями скольжения (υs > 7 м/с). Нагрузочная способность передач с червячными колесами из оловянных бронз лимитируется усталостным изнашиванием и от скорости скольже­ния практически не зависит, поэтому верхний предел этой скорости для таких передач не ограничивают, а допускаемые контактные напряжения от нее не зависят. Наряду с этим срок службы венцов червячных колес в значительной степени зависит от способа отливки заготовок (в песок, в кокиль, центробежная), поэтому допускаемые напряжения зависят от способа отливки, и кроме того, от твердости активной поверхности вит­ков червяка. Значения допускаемых контактных напряжений [σН0] для червячных колес из оловянных бронз и стальных червяков при базе испы­таний циклов нагружения приведены в табл. 3.13. Для определения значения допускаемого контактного напряжения [σН] при заданном числе циклов NK, отличном от базы испытаний, в расчет вводится коэф­фициент долговечности ZN, тогда

(3.87)

Здесь ; , где п — частота враще­ния червячного колеса; Lh— заданная долговечность передачи, ч.

Таблица 3.13

Материал и способ отливки	[σН0], МПа, при твердости поверхности витков червяка Н, HRC3
	< 45	≥ 45
БрОФ10-1, в песок БрОФ10-1, в кокиль БрОНФ, центробежная	130 190 210	160 225 250

Более высокими механическими характеристиками, но существенно худшими (по сравнению с оловянными бронзами) противозадирными свойствами обладают безоловянные бронзы (например, БрАЖ9-4, БрАЖЬН 0-4-4 и др.), поэтому их применяют для менее ответственных передач при скоростях скольжения υs < 7 м/с. Нагрузочная способность передач с червячными колесами из безоловянных бронз (а также из чугунов) лимитируется изнашиванием при заедании и зависит от скорости скольжения. Значения допускаемых контактных напряжений [σн] для червячных колес из чугуна или безоловянной бронзы и стальных червя­ков выбирают независимо от числа циклов нагружений по табл. 3.14.