Критеріальні вимоги до деталей машин

Роз’ємні з’єднання

Різьбові з’єднання

Різьба (рисунок 2.1) – це виступи, утворені на основній поверхні гвинтів або гайок і розташовані за гвинтовою лінією.

Різьбові з’єднання є одними з найбільш поширених роз’ємних з’єднань, які здійснюються за допомогою деталей, що мають зовнішню (болти, гвинти, шпильки та ін.) і внутрішню (гайки, різьбові отвори в корпусних деталях) різьбу.

До переваг різьбових з’єднань слід віднести високу надійність, зручність складання та розбирання, можливість утворення великих осьових навантажень, відносно невелику вартість, що обумовлюється стандартизацією та масовим виробництвом кріпильних різьбових деталей. Недоліком слід вважати концентратори напружень у западинах різьби, що знижує втомлену міцність різьбового з’єднання, а також необхідність застосування в багатьох випадках засобів стопоріння (для запобігання саморозгвинчування з’єднання).

За формою основної поверхні роздрізняють циліндричні та конічні різьби. У машинобудуванні найбільш поширені циліндричні різьби. Конічну різьбу застосовують для щільних з’єднань труб, пробок тощо.

а

c

b

p

a

Рисунок 2.1

а

б

Гвинт

Гайка

За формою профілю різьби розрізняють трикутну (відповідний контур abc на рисунок 2.1, а), прямокутну, трапецеїдальну, круглу та інші різьби.

За напрямком гвинтової лінії розрізняють праву (найбільш поширену) і ліву різьби.

За числом заходів відрізняють однозахідну (найбільш поширену), двозахідну та інші різьби. Багатозахідні різьби застосовуються в гвинтових механізмах.

До основних геометричних параметрів різьби (рисунок 2.1, б) належать d – зовнішній діаметр; d ₁ – внутрішній діаметр; d ₂ – середній діаметр; h – робоча висота профілю; р – крок різьби; р ₁ – хід різьби (р₁= рn, де n – число заходів); a - кут профілю; y - кут підйому гвинтової лінії за середнім діаметром,

(2.1)

Усі геометричні параметри різьб і допуски на їх розміри регламентуються відповідними стандартами.

За призначенням розрізняють різьби кріпильні і різьби ходові (для гвинтових механізмів). До кріпильних різьб належать різьба метрична з трикутним профілем (a= 60⁰) – основна кріпильна різьба; трубна (a= 55⁰) – із округленими вершинами і западинами (ГОСТ 6357-73); кругла (ГОСТ 6042-71) та ін. До ходових різьб належать трапецеїдальна симетрична (ГОСТ 9484-73) і упорна (ГОСТ 10177-62), прямокутна різьби.

Різьбові з’єднання здійснюються з застосуванням кріпильних деталей, до яких належать болти та шпильки з гайками, гвинти. При необхідності різьба нарізується на сполучених поверхнях деталей, що з’єднуються.

Механічні властивості кріпильних деталей нормуються. Відповідно до ГОСТ 1759-70 на болти, гвинти і шпильки встановлено 12 класів міцності, кожний з яких позначається двома числами. При цьому перше число, перемножене на 100, означає границю міцності необхідного матеріалу s_В (МПа), а друге, перемножене на 10 (у відсотках), – відношення границі текучості до границі міцності (s_Т / s_В). На гайки встановлено 7 класів міцності при позначенні кожного одним числом, яке перемножене на 100 дає значення механічних напружень від дослідного навантаження F.

Під дією сил тертя між витками різьби та на опорній поверхні гвинта або гайки, зовнішніх осьових сил Q, зусилля попереднього затягування з’єднання Q_П (приймається Q_П = 1, 3 Q) стержень гвинта підлягає деформаціям кручення та розтягування, а витки різьби – деформаціям зсуву та згинання.

При статичному навантаженні характерними є два типи руйнування різьбових з’єднань – обрив стержня гвинта (частіше) та зрізання витків різьби.

З урахуванням зусилля попереднього затягування діаметр стержня (внутрішній діаметр різьби) визначається за формулою

(2.2)

де [ s ] – допустиме напруження, яке визначається за формулою

(2.3)

де n – коефіцієнт запасу міцності (для гвинтів середніх діаметрів n = 1,5...3, для гвинтів малих діаметрів n = 4...5).

Перевірка міцності різьби на зрізання виконується за формулою

(2.4)

де H – висота гайки;

k – коефіцієнт повноти різьби, який залежить від типу різьби (наприклад, для трикутної різьби k = 0,75);

m – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження;

[ t_ЗР ] – допустиме напруження зрізання, [ t_ЗР ]=(0,2...0,3) s_Т.

Шпонкові з’єднання

Шпонкове з’єднання (рисунок 2.2) здійснюється за допомогою спеціальної деталі – шпонки, яка закладається у відповідні пази, що виконані на сполучених поверхнях деталей, що з’єднуються. Воно забезпечує нерухоме скріплення деталей для передачі крутного моменту.

Шпонка

Вал

Маточина

Рисунок 2.2

b

l

До переваг шпонкових з’єднань слід віднести простоту і надійність конструкції, зручність складання і розбирання, невисоку вартість. Недоліки з’єднання визначаються ослабленням суцільних перерізів сполучених деталей і наявністю концентраторів напружень.

Найбільш поширені в машинобудівних конструкціях такі типи шпонок (рисунок 2.3):

– клинова врізна (ГОСТ 8791-68), створює напружений стан за верхньою та нижньою гранями шпонки і передає крутний момент за рахунок сил тертя на них (рисунок 2.3, а);

– призматична звичайна з округленими кінцями (ГОСТ 8789-68), сприймає навантаження бічними гранями (рисунок 2.3, б);

– призматична напрямна врізна із закріпленням на валу (ГОСТ 8790-68), допускає переміщення маточини вздовж осі валу (рисунок 2.3, в);

– сегментна (ГОСТ 8794-68) (рисунок 2.3, г);

– кругла (не стандартизована) (рисунок 2.3, д).

Рисунок 2.3

а

б

в

г

д

Призматичні звичайні шпонки (рисунок 2.2) працюють на зминання бокових граней та зрізання. При заданому крутному моменті Т, що передається з’єднанням, потрібна довжина шпонки l визначається за поданими нижче формулами:

- за умови попередження зминання, (2.5)

- за умови попередження зрізання, (2.6)

де [ s_ЗМ ], [ t_ЗР ] – допустимі напруження зминання і зрізання.

З двох значень довжини шпонки потрібно задати більше. Якщо. розміри поперечного перерізу шпонки (b ´ h) вибираються з таблиць стандарту залежно від діаметра вала d, то довжина шпонки визначаються з умов попередження тільки зминання.

Для виготовлення шпонок застосовується чистотягнутий прокат для шпонок зі сталей за ГОСТ 380-71 та ГОСТ 1050-74 з границею міцності не нижче 500 МПа. При стальній маточині приймається [ s_ЗМ ] =80…100 МПа, при чавунній маточині приймається [ s_ЗМ ] =45…55 МПа. Значення [ t_ЗР ] приймається в залежності від характеру навантаження – для спокійного навантаження [ t_ЗР ]=120 МПа, для помірних поштовхів [ t_ЗР ]=85 МПа, для ударного навантаження [ t_ЗР ]=50 МПа.

Шліцьові з’єднання

Шліцьове з’єднання (рисунок 2.4) можна умовно уявити як багатошпонкове, у якого шпонки виготовлені безпосередньо на валу. Призначається для передачі значних крутних моментів. За допомогою шліцьового з’єднання забезпечується як нерухоме, так і рухоме (з відносним осьовим переміщенням сполучених поверхонь) скріплення деталей.

До переваг шліцьових з’єднань слід віднести більшу міцність шліцьових валів у порівнянні зі шпонковими, а також краще центрування деталей. Недоліком слід вважати складність виготовлення шліцьових валів і збільшення концентраторів напружень.

b

Маточина

Вал

Рисунок 2.4

Основними типами шліцьових з’єднань є прямобічні (ГОСТ 1139-58), евольвентні (ГОСТ 6033-51) і трикутні (регламентовані відповідними нормалями) з’єднання.

Шліцьове з’єднання розраховується на зминання бокових граней шліців. Нерівномірність розподілу навантаження між шліцами ураховується через коефіцієнт y= 1,2...1,3. Максимальний крутний момент визначається за формулою

, (2.7)

де z – число шліців;

h – висота поверхні контакту;

l – робоча довжина шліца, яка дорівнює довжині маточини деталі, що з’єднується з валом;

[ s_ЗМ ] – допустиме напруження зминання, для термообробленої сталі, для якої границя міцності не нижче 500 МПа, приймається для нерухомих з’єднань [ s_ЗМ ] =100...140 МПа, а для рухомих під навантаженням – [ s_ЗМ ] = 5...15 МПа.

Профільні з’єднання

У профільному з’єднанні охоплююча та охоплювана поверхні деталей мають некруглий профіль перерізу (рисунок 2.5), внаслідок чого забезпечується передача великих крутних моментів без використання додаткових деталей (наприклад, з’єднання корабельного гребного гвинта з кінцевим валом).

b

d

Рисунок 2.5

У порівнянні зі шпонковими та шліцьовими з’єднаннями профільне відрізняється меншою концентрацією напружень і кращим центруванням. Недолік з’єднання полягає в складності виготовлення профільних сполучених поверхонь.

Профільне з’єднання зі складним контуром розраховується за напруженнями зминання на робочих поверхнях. Для з’єднання на квадраті (рисунок 2.5) рекомендовано приймати b=0,75d. Максимальний крутний момент визначається за формулою

(2.8)

Рекомендується приймати довжину з’єднання l= d...2d, а також для термообробленої сталі [s_ЗМ] = 140 МПа.

Штифтові з’єднання

d

D

d1

Рисунок 2.6

Штифт

Вал

Маточина

Штифтове з’єднання (рисунок 2.6), яке досить поширене в машинобудуванні, здійснюється за допомогою додаткової деталі –штифта.

З’єднання використовується для передачі осьового навантаження а бо крутного моменту, а також для забезпечення точного взаємного розташування деталей, що з’єднуються.

Перевагами штифтових з’єднань є простота конструкції, зручність монтажу. До недоліків слід віднести послаблення основних деталей отворами під штифти, нетехнологічність конструкції та обмеження навантажень, що передаються.

Штифти розраховуються на зрізання та зминання. При передачі крутного моменту Т

(2.9)

(2.10)

Для виготовлення штифтів використовуються сталі 30, 35, 45, 50. Відповідно до цього приймаються [ s_ЗМ ] = 140 МПа і [ t_ЗР ] = 80 МПа.

 

Нероз’ємні з’єднання

Зварні з’єднання

З’єднання деталей при зварюванні супроводжується місцевим нагріванням поверхонь, що з’єднуються, до розплавленого або пластичного стану. Зварюванням можна з з’єднувати як металічні, так і неметалічні деталі.

Зварне з’єднання вважається найбільш досконалим нероз’ємним з’єднанням. До його переваг належать рівноміцність щодо сполучених поверхонь, економія матеріалів і зменшення маси у порівнянні з заклепковими з’єднаннями, висока продуктивність і технологічність процесу зварювання. Недоліками з’єднання вважаються появлення температурних напружень і їх концентрація, а також жолоблення тонкостінних деталей.

Найбільш поширеними способами зварювання є електродугове, електроконтактне та газове (хімічне). Також застосовують нові способи зварювання – тертям, вибухом, ультразвуком та ін.

При електродуговому зварюванні під дією тепла електричної дуги оплавляються сполучені поверхні і їх метал разом з металом електрода, який обмазується захисним покриттям або під шаром флюсу, утворюють міцний шов. Таким способом зварюються конструкційні сталі будь-яких марок. Електродугове зварювання високолегованих сталей, а також сплавів на основі алюмінію, міді, молібдену проводиться в середовищі захисного газу – аргону або гелію. Метал практично необмеженої товщини дозволяє зварювати електрошлакове зварювання.

При газовому зварюванні розігрівання поверхонь, що з’єднуються, і прутка присаджувального матеріалу забезпечується згорянням газу (ацетилену) в струмені кисню. Таке зварювання застосовується для герметичного з’єднання деталей відносно малої товщини.

³4 S

K

P

P

P

P

S

P

P

а

б

в

г

Рисунок 2.7

При електродуговому зварюванні залежно від взаємного розташування деталей відрізняються з’єднання встик (рисунок 2.7, а), внапустку (рисунок 2.7, б), таврові (рисунок 2.7, в) та кутові (рисунок 2.7, г). При цьому збільшення товщини деталей потребує додаткового розділування поверхонь.

При розрахунках для з’єднань встик, які навантажуються стискаючою (розтягуючою) силою Р, контролюється умова міцності

(2.11)

де S – товщина зварюваних деталей;

l – довжина зварювального шва;

– допустиме нормальне напруження зварювального шва, приймається »[ s ] для матеріалу деталей.

При розрахунках для з’єднань внапустку, навантажених силою Р, контролюється умова міцності

(2.12)

де К – катет зварювального шва,

- допустиме дотичне напруження зварювального шва, приймається » 0,65[ s ].

Заклепкові з’єднання

Заклепкове з’єднання здійснюється з використанням додаткової деталі – заклепки (рисунок 2.8, а). Форма та розміри заклепок стандартизовані. У деяких випадках при формуванні з’єднання на одній з деталей виконується суцільна або пустотіла (пістон) цапфа (рисунок 2.8, б). Заклепкові з’єднання розповсюджені в машинобудуванні, будівельних конструкціях і приладах. Для їх виготовлення застосовуються сталі марок 2, 3, 10, а також алюмінієві і мідні сплави.

d

d

Заклепка

Цапфа

Закладна головка

Замикаюча головка

а

б

Рисунок 2.8

У зрівнянні зі зварними з’єднаннями переваги заклепкових полягають у можливості з’єднання незварюваних деталей, менших руйнуваннях деталей при розбиранні, а також меншій концентрації напружень. Недоліки їх визначаються малою продуктивністю технологічного процесу, великими витратами металу, значною вартістю, підвищеним рівнем негативного впливу вібрацій на робітників.

d

P

P

P

d

P

а

б

Рисунок 2.9

До основних типів заклепкових з’єднань належать з’єднання внапустку (рисунок 2.9, а), з одною (рисунок 2.9, б) та двома накладками. Також застосуються однорядні, дворядні та ін. типи заклепкових з’єднань.

Заклепки в з’єднаннях, що підлягають осьовому навантаженню, розраховуються на зрізання і перевіряються на зминання.

Умова міцності при розрахунках на зрізання перевіряється за формулою

(2.13)

де Р ₁ – навантаження на одну заклепку;

і - кількість площин зрізання.

Умова міцності при розрахунках на зминання перевіряється за формулою

(2.14)

де S – товщина деталей, що з’єднуються.

Величини допустимих напружень призначаються залежно від матеріалу заклепок і способу обробки отворів під них. Наприклад, для стальних заклепок (сталі марок 2, 3) при отворах, що отримують свердленням, приймаються [ t_ЗР ]=140 МПа і [ s_ЗМ ] = 300 МПа.

З’єднання з натягом

З’єднання цього типу забезпечує нерухоме скріплення деталей за рахунок сил тертя, що виникають між охоплюючою та охоплюваною поверхнями при складанні деталей за групою посадок з натягом. Такий спосіб з’єднання застосовують для складання деталей, навантажених значними зусиллями, або тих, що підлягають при роботі впливу вібрацій та ударів – для з’єднання валів із зубчастими колесами або бандажів черв’ячних коліс з маточинами. Окрім гладких, у таких з’єднаннях застосовують накатані деталі. Надійність з’єднання при цьому забезпечується за рахунок вдавлення зубців накатки в циліндричну поверхню сполученої деталі.

Паяні з’єднання

При паянні деталі (з чавуну, сталі, кольорових металів та сплавів) з’єднуються розплавленим припоєм. Такі з’єднання широко застосовуються в електричних машинах, приладах, радіоапаратурі.

Перевагами паяних з’єднань є їх герметичність, відносна простота і технологічність процесу, малі остаточні деформації. До недоліків слід віднести невисоку механічну та термічну міцність, високу вартість припоїв і флюсів.

Відрізняють легкоплавкі (м’які) припої з температурою плавлення до 300⁰ С і тугоплавкі (тверді) припої з температурою плавлення більше 500⁰ С.

Поширеними м’якими припоями є сплави олова та свинцю - ПОС (зі змістом олова 18...90%; наприклад, припій ПОС-60 містить 60% олова і близько 40% свинцю); олова, свинцю та кадмію - ПОСК; олова, свинцю та вісмуту – ПОСВ. Такі припої застосовують для паяння міді, сплавів, сталі.

Тверді припої застосовуються для паяння міді, сталей, нержавіючих сталей. До складу твердих припоїв можуть входити такі складові: срібло, мідь, кадмій (ПСр50Кд34); мідь і нікель (ПН25) та ін. Такі припої забезпечують шви з відносно високими механічною та термічною міцністю.

Для отримання якісних паяних з’єднань поверхні деталей очищують від окисних плівок шляхом застосування флюсів - каніфолі, розчину спирту, а також хімічно активних флюсів - бури, хлористого цинку та ін.

Клейові з’єднання

З’єднання конструкційних матеріалів склеюванням широко використовується в різних галузях машинобудування. Основною перевагою цього з’єднання є їх щільність, можливість склеювання різнорідних металічних і неметалічних матеріалів у різноманітних сполученнях. Недоліком є низька теплостійкість (60⁰С для більшості клеїв і 250⁰С для теплостійких клеїв), а також невисока міцність.

Вибір клею здійснюється залежно від виду матеріалів, що склеюються, і робочих температур. Так, клеї марок БФ-2 і БФ-4 (розчини синтетичних смол у спирті або ацетоні) застосовуються для склеювання металів і сплавів між собою та неметалічними матеріалами. Епоксидні клеї ЭД-5, ЭД-6 використовуються для склеювання сталі, міді, алюмінію та його сплавів, пластмас. В електро- та приладобудуванні використовуються епоксидний К-8 і феноло-вінілацетатний ВК-20 струмопровідні клеї.

3 Механічні передачі

Загальні відомості

Механічна передача – механізм, що перетворює задані кінематичні та енергетичні параметри двигуна на потрібні параметри руху робочих органів машин та призначений для погодження режиму роботи двигуна з режимом роботи виконавчих органів. Класифікація механічних передач наведена в таблиці 3.1.

 

Зубчасті передачі

Переваги і недоліки

До переваг зубчастих передач належать:

- компактність;

- найбільші передані потужності;

- найбільші колові швидкості;

- постійне передатне відношення;

- найбільший ККД.

 

Недоліками слід вважати:

- складність передачі руху на значні відстані;

- жорсткість передачі;

- шум під час роботи;

- потребує змащення.

Розрахункове навантаження

За розрахункове навантаження приймають максимальне значення питомого навантаження, розподілене по лінії контакту зубців:

, (3.6)

де F_n – нормальна сила в зачепленні;

l – довжина лінії контакту зубців;

K – коефіцієнт розрахункового навантаження,

, (3.7)

де – коефіцієнт концентрації навантаження, який враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині зубця внаслідок деформації валів, корпусів, опор та самих зубчастих коліс, а також неточність виготовлення та монтажу; залежить від точності монтажу і жорсткості валів, корпусних деталей і підшипників. При всіх рівних умовах концентрація напружень збільшується зі збільшенням ширини колеса . Концентрація навантаження збільшує контактні напруження і напруження згину. Якщо колеса виготовляються з матеріалів, що прироблюються (HB < 350), то концентрація поступово зменшується внаслідок підвищеного місцевого зносу. вибирається з графіків 8.15 в роботі [3] на підставі схеми редуктора в залежності від коефіцієнта ширини колеса відносно діаметра шестерні і твердості матеріалу НВ;

– коефіцієнт динамічного навантаження, враховує внутрішні динамічні навантаження, що виникають у передачах внаслідок помилок основного кроку при нарізанні коліс. Залежить від ступеня точності виготовлення коліс (помилки кроку), колової швидкості, приєднаних мас, пружності зубців та ін. Вибирається за таблицею 8.3 в роботі [3].

Розрізняють:

, , – при розрахунках по контактних напруженнях;

, , – при розрахунках по напруженнях згину.

Сили в зачепленні

20^0

Рисунок 3.2

Р

– нормальна сила, спрямована по лінії зачеплення як загальної нормалі до поверхонь зубців. При розрахунках зубчастих передач силу переносять у полюс і розкладають на складові (рисунок 3.2):

– колова сила,

– радіальну сила.

 

 

, (3.8)

, (3.9)

. (3.10)

Розрахунок міцності зубців по контактних напруженнях виконується згідно з методики, наведеною в роботі [6].

Геометричні параметри

Косозубі циліндричні передачі нарізуються тим самим різальним інструментом, на тих самих верстатах, за тією самою технологією, що і прямозубі. При цьому заготівлю повертають на кут b, тому зубці розташовуються не по утворюючій ділильного циліндра, а складають з нею кут b. Профіль косого зубця в нормальному перетині n - n збігається з профілем прямого зубця. Модуль у цьому перетині повинний бути стандартним. У торцевому перетині t - t параметри косого зуба змінюються в залежності від кута b (рисунок 3.4):

b

n

n

t

t

d

90^0

pn

pt

Рисунок 3.4

– коловий крок

, (3.11)

– коловий модуль

, (3.12)

– ділильний діаметр

. (3.13)

Міцність зубців визначають його розміри і форма в нормальному перетині. Форму косого зубця в нормальному перетині прийнято визначати через параметри еквівалентного прямозубого колеса.

Ділильний діаметр еквівалентного прямозубого колеса

. (3.14)

Число зубців еквівалентного прямозубого колеса

. (3.15)

Збільшення еквівалентних параметрів зі збільшенням кута β є однією з причин підвищення міцності косозубих передач. Унаслідок нахилу зубців виходить ніби колесо більших розмірів або при тому ж навантаженні зменшуються габарити передачі. Тому в сучасних передачах косозубі колеса одержали переважне поширення.

Сили в зачепленні

У косозубій передачі нормальну силу розкладають на три складові (рисунок 3.6):

колову силу

; (3.16)

осьову силу

; (3.17)

 

радіальну силу

; (3.18)

у свою чергу

b

b

aw

Fa

Ft ^/

Ft

Ft ^/

Fn

Fr

Рисунок 3.6

. (3.19)

 

Рисунок 3.7

Наявність у косозубій передачі осьових сил, що додатково навантажують опори, є недоліком. Цей недолік усунутий у шевронній передачі (рисунок 3.7)

У високонавантажених редукторах для передачі крутного моменту з вала на вал використовують подвоєний ступінь з рознесеними на валах шестернях та колесах.

При збільшенні b зростає осьова сила F_a (додаткове навантаження на вали), тому b = 8...20⁰, у шевронних – b = 30...40.

 

Розрахунок міцності косозубої передачі по контактних напруження наведено в роботі [6].

 

Конічні передачі

Геометричні параметри

 

Аналогом початкових та ділильних циліндрів є початкові та ділильні конуси.

Конуси, утворюючі яких перпендикулярні до утворюючих ділильних конусів, мають назву додаткові конуси.

Переріз зубця додатковим конусом має назву торцевий переріз (зовнішній – e, внутрішній, середній – m). Розміри по зовнішньому торцю зручніші для замірів, їх вказують на кресленнях. Розміри у середньому перерізі використовують у силових розрахунках.

Залежності розмірів у середньому та торцевому перерізах (для прямозубих коліс нормальний (n) та торцевий (t) перерізи збігаються):

, (3.20)

, (3.21)

. (3.22)

Передаточне число

, (3.23)

, (3.24)

. (3.25)

Сили в зачепленні

Окружна сила

, (3.32)

радіальна сила

, (3.33)

осьова сила

. (3.34)

„+” – збіг напрямку крутного моменту (при спостеріганні з зовнішнього торця) та гвинтової лінії зубця;

„–” – не збіг.

Розрахунок на міцність

Розрахунок міцності конічних коліс з непрямими зубцями здійснюють за параметрами біеквівалентних циліндричних прямозубих коліс (подвійне приведення, як конічного та косозубого колеса).

Діаметр біеквівалентного прямозубого колеса

. (3.35)

Число зубців біеквівалентного прямозубого колеса

. (3.36)

Розрахунок на контактну та згинальну міцність аналогічний розрахунку конічного прямозубого колеса. Коефіцієнти , більші у 1,4...1,5 рази, ніж у прямозубої. Методику розрахунку наведено в роботі [6].

 

Виготовлення конічних коліс

У конічних передачах з для підвищення опору заїдання рекомендують виконувати шестерню з додатним зміщенням , а колесо з рівним по абсолютному значенню від’ємним зміщенням .

Вибір х за ГОСТ 19624-74 та 19326-73 чи за формулою

. (3.37)

Черв’ячні передачі

Черв’ячні передачі застосовують для передачі руху між осями, які перехрещуються (кут перехрещування, як правило, становить 90⁰). Рух у черв’ячних передачах перетворюється за принципом гвинтової пари чи за принципом нахиленої площини.

Переваги і недоліки

Переваги:

- велике передаточне відношення;

- плавність та безшумність роботи;

- висока кінематична точність;

- самогальмування.

 

Недоліки:

- низький ККД;

- знос, заїдання;

- використання дорогих матеріалів;

- висока точність складання.

 

Передачі зі зміщенням

Для нарізування коліс із зсувом та без зсуву на практиці використовують один і той самий інструмент. Черв’як завжди нарізують без зсуву.

При заданій міжосьовій відстані коефіцієнт зсуву дорівнює

. (3.39)

У черв’ячного колеса із зсувом

, (3.40)

. (3.41)

За умови непідрізування та незагострення зубців значення х на практиці допускають у межах ±0,7 (іноді ±1).

Точність виготовлення

Встановлено 12 ступенів точності:

– 3, 4, 5, 6 – високоточні кінематичні;

– 5, 6, 7, 8, 9 – силові.

Особливе значення приділяють нормам точності при монтажі, тому що черв’ячні передачі більш чуттєві до зміни a_w.

ККД черв’ячної передачі

ККД зачеплення при ведучому черв’яку

, (3.44)

де j – кут тертя;

– коефіцієнт тертя.

ККД підвищується у разі збільшення числа заходів черв’яка.

Зі збільшенням швидкості ковзання знижується f. Крім того, значення коефіцієнта тертя залежить від шорсткості поверхні тертя, а також якості мастила.

Сили в зачепленні

Сили в зачепленні черв’ячної передачі показані на рисунку 3.15.

T1

T2

Fa1

Ft2

Fa2

Ft1

Fr

Fr

Ft 2= Fa1

Fr

a

Рисунок 3.15

Колова сила черв’яка . (3.45)

Колова сила колеса . (3.46)

Радіальна сила . (3.47)

Нормальна сила . (3.48)

 

Розрахунок на міцність черв’ячної передачі наведено в роботі [6].

Область застосування