Базирование деталей узла на проектируемой оснастке и составление принципиальной схемы сборочно-сварочного приспособления

Базирование – это определение положения деталей в изделии относительно друг друга или изделия относительно приспособления, рабочего инструмента, технологического сварочного оборудования (сварочной дуги, пламени горелки, электродов контактной машины).

При проектировании сборочно-сварочных приспособлений необходимо иметь дело с установочными базами. Установочная база – это каждая поверхность детали, которой она соприкасается с установочными поверхностями приспособления. Благодаря контакту с этими поверхностями деталь (узел) получает строго определенное положение относительно приспособления или сварочного оборудования.

При этом металлическая деталь как любое твердое тело имеет                    6 степеней свободы: перемещение в направлении трех координатных осей x, y, z (рисунок 3) и вращение (поворот) ω_X, ω_Y, ω_Z относительно этих же осей.

 

 

 

 

Рисунок 3 – Схема базирования детали на шесть опорных точек

 

Для базирования любой детали требуется выполнять правило шести точек: «Чтобы придать детали вполне определенное положение в приспособлении, необходимо и достаточно иметь шесть опорных точек, лишающих деталь всех шести степеней свободы».

Поверхность детали с тремя опорными точками называется главной базирующей, боковая поверхность с двумя точками – направляющей, торцевая поверхность с одной точкой – упорной.

В качестве главной базирующей поверхности желательно выбирать поверхность, имеющую наибольшие габаритные размеры, в качестве направляющей – поверхность наибольшей протяженности, в качестве        упорной – поверхность наименьшей протяженности и площади.

Установочными базами деталей могут служить поверхности как механически обработанные (отверстия, плоскости), так и необработанные, не имеющие волнистости, неопределенной кривизны. Предпочтение отдают менее шероховатым, более чистым и точно расположенным поверхностям.

На рисунке 4 показан процесс базирования втулки 1 на жестко закрепленный неподвижный палец 2. В данном случае втулка лишилась четырех степеней свободы (осталось вращение и перемещение относительно оси 0Z).

Рисунок 4 – Схема установки втулки на палец

 

 

Принципиальная схема сборочно-сварочного приспособления представляет собой чертеж сварного изделия, на котором в виде условных обозначений (риcунок 5) указаны места, способы фиксирования и закрепления всех деталей, а также способы и устройства (упрощенно) для установки, поворота, подъема, съема деталей и изделий, другие механизмы.

 

         

 

Рисунок 5 – Условные обозначения опор и зажимов по ГОСТ 3.1107–81

Задачей студента является составление принципиальной схемы сборочно-сварочного приспособления с помощью указанных правил базирования и условных обозначений опор и прижимов.

Расчетная часть

5.4.1 Составление расчетных схем оснастки.

Расчетную часть в курсовом проекте начинают с составления расчетной схемы оснастки. Например, студентом для сборки и сварки конструкции определенных габаритных размеров и массы выбран двухстоечный кантователь с шарнирными крепежными приспособлениями, а привод кантователя по заданию включает в себя один электродвигатель и один двухступенчатый червячный редуктор. В таком случае расчетная схема и исходные данные для расчета должны быть представлены так, как показано на рисунке 6 и в таблице 1.

 

 

       G – вес конструкции; А и B – точки крепления приводного шпинделя; C и D – точки крепления ведомого шпинделя; G₁ – усилие, действующее на хвостовик приводного шпинделя; G₂ – усилие, действующее на хвостовик ведомого шпинделя; Q – окружная сила на зубчатом колесе; e – эксцентриситет; r – расстояние между точкой действия окружного усилия и осью вращения планшайбы; к, к₁ – расстояние от центра зубчатого колеса до опоры А; L₁ – расстояние между подшипниками приводного шпинделя;              L₂ – расстояние между подшипниками ведомого шпинделя; а₁ – расстояние между центром приводной планшайбы и опорой А; а₂ – расстояние между центром ведомой планшайбы и опорой С;                                  h₁ и h₂ – расстояния от центра тяжести конструкции до центров приводной и ведомой планшайб 

 

Рисунок 6 – Расчетная схема двухстоечного кантователя с шарнирными крепежными устройствами

 

       Таблица 1 – Исходные данные

 

G, кг	е, см	l1, см	l2, см	h1, см	h2, см	a1, см	a2, см	v, м/мин	R, см	к, см	Тип редуктора
1000	15,0	51	70	100	100	15	35	16	100	5	Червячный двухступенчатый

 

5.4.2 Расчет эксплуатационных нагрузок оснастки.

Если рассматривается двухстоечный кантователь, то расчет начинается с ГОСТ 8338–75 Подшипники шариковые радиальные однорядные. Основные размеры [3], по которому в зависимости от массы конструкции, кантуемой при сборке и сварке, по параметру статической грузоподъемности студенту необходимо выбрать подшипники, в которые будут посажены приводной и ведомый шпиндели передней и задней бабок кантователя.

Например, если кантуемая конструкция имеет вес до 10 т, то соответствующая статическая грузоподъемность по ГОСТ 8338–75                  С₀ = 105000 Н, что соответствует подшипнику № 414 – шариковый радиальный подшипник тяжелой серии (диаметр 4, серия ширин 0)                      с  d = 70 мм, D = 180 мм и B = 42 мм (обозначение по стандарту –       подшипник 414 ГОСТ 8338–75) (рисунок 7). Коэффициент трения в подшипнике f = 0,02.

 

 

d – номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца;                  D – номинальный диаметр наружный цилиндрической поверхности наружного кольца; B – номинальная ширина подшипника;                                  r – номинальная координата монтажной фаски

 

Рисунок 7 – Стандартные размеры подшипника шарикового радиального однорядного

 

Принимаем данные подшипники как для приводного, так и для ведомого шпинделей бабок. Соответственно, диаметры шпинделей бабок во всех сечениях равны d_А= d_В = d_С = d_D = 70 мм (см. рисунок 6) [4].

Наибольший крутящий момент M_КР, воспринимаемый приводом кантователя, равен сумме: грузового момента M = Ge  и момента сил трения M_ТР в подшипниках обоих шпинделей:

 

                                     .                  (1)

Момент сил трения в подшипниках

 

                        ,               (2)

 

    где А, В, С и D – усилия в подшипниках;

              d_А, d_B, d_C и d_D – соответствующие диаметры шпинделей;  

    f_А, f_В, f_С и f_D – коэффициенты трения в соответствующих подшипниках.  

Усилия, действующие на хвостовики шпинделей, определяются как реакции опор балки весом G, свободно опертой своими концами в шарнирах передней и задней бабок:

 

                            ;                         (3)

 

                                 .                         (4)

 

Вертикальные радиальные усилия в подшипниках передней бабки:

 

     ;                      (5)

 

                  .              (6)

 

Вертикальные радиальные усилия в подшипниках задней бабки:

 

               ;              (7)

 

                        .                (8)

 

В подшипниках передней бабки также возникают радиальные усилия под действием окружной силы Q на зубчатом колесе:

 

                            ;                    (9)

 

                                           (10)

 

где R – радиус зубчатого колеса;

    M_КР – грузовой крутящий момент.

Так как при данном расположении ведущей шестерни или червяка (при червячной передаче) усилия А_З и В_З будут направлены горизонтально, т. е. перпендикулярно вертикальным нагрузкам А_В и В_В, то суммарные радиальные усилия в подшипниках передней бабки будут равны геометрической сумме двух взаимно перпендикулярных составляющих:

 

                                         ;                                 (11)

 

                                           .                   (12)

 

Аксиальное усилие в подшипниках равно силе зажатия пиноли задней бабки и зависит от типа изделия, его размеров и способа крепления. Во многих случаях это усилие равно нулю.

Изгибающий момент в опасном сечении шпинделя передней бабки            (в подшипнике А) определяется как геометрическая сумма моментов, действующих в двух взаимно перпендикулярных плоскостях: грузового момента М₁ = G₁а₁ и изгибающего момента от действия окружного усилия на зубчатом колесе М₂ = Qк:

 

               .               (13)

 

Изгибающий момент в опасном сечении С шпинделя задней бабки

 

                        .           (14)

На схеме, представленной на рисунке 6, возможны 4 варианта кантовки:

1) расположение зубчатого колеса в одной вертикальной плоскости с приводной шестерней при одновременном отсутствии эксцентриситета центра тяжести кантуемой конструкции;

2) расположение зубчатого колеса в одной горизонтальной плоскости со шпинделями бабок (на рисунке 6 показано штрихпунктиром) при одновременном отсутствии эксцентриситета центра тяжести кантуемой конструкции;

3) расположение зубчатого колеса в одной вертикальной плоскости с приводной шестерней при наличии эксцентриситета центра тяжести кантуемой конструкции;

4) расположение зубчатого колеса в одной горизонтальной плоскости со шпинделями бабок при наличии эксцентриситета центра тяжести кантуемой конструкции.

 При рассмотрении первого варианта кантовки грузовой крутящий момент М = Gе не передается на шпиндель, поэтому при определении расчетных эквивалентных моментов, действующих на шпиндели, в качестве крутящих моментов достаточно учесть только моменты сил трения в подшипниках соответственно в передней и задней бабках:

 

                   ;                      (15)

 

                        .                  (16)

Расчетные эквивалентные моменты для шпинделей передней и задней бабок:

 

                            ;                             (17)

 

                                    .                    (18)

Диаметры шпинделей в опасных сечениях – на опорах А и С:

 

                            ;                    (19)

 

                                  .                                 (20)

 

где [σ] – допускаемое напряжение на изгиб, кгс/см² (для стали 40Х    [σ] = 6000…8000 кгс/см²). 

Мощность электродвигателя привода N, кВт, определяется в зависимости от величины крутящего момента M_КР, кгс∙см, и выбранной частоты вращения шпинделя n, об/мин, по формуле

 

                                                     (21)

 

где η_О – общий КПД привода, являющийся произведением КПД всех передач приводного механизма.

Например, если в конструкции привода предусмотрен двухступенчатый червячный редуктор, то  (η_Ч1 и η_Ч2 – КПД соответствующих червячных передач).  

Выбор числа оборотов кантователя n, об/мин, следует производить исходя из допускаемой окружной скорости вращаемого изделия                   V_ОКР, м/мин, которую для диаметра вращаемого изделия D = 2…5 м можно назначать в пределах 16…25 м/мин:

 

                                .                        (22)

 

Если масса изделия и скорость его вращения достаточно велики, то в расчетах на прочность к статическому крутящему моменту М_КР следует добавлять динамический момент сил инерции М_ИН, действующий в периоды разгона и торможения (при неустановившемся вращении шпинделя):

 

                                           (23)

 

где G – вес вращающейся массы, кгс;

    D_ИН – диаметр инерции массы, м;

     маховый момент вращающейся массы;

    t_ИН – время пуска и торможения, определяемое в зависимости от числа оборотов n и пускового момента двигателя по его каталожной характеристике.

При рассмотрении второго варианта кантовки значения расчетных усилий и изгибающих моментов, действующих на шпиндель передней бабки, могут оказаться существенно выше.

Это объясняется тем, что при таком монтаже окружная сила на зубчатке будет направлена вертикально, и поэтому вызываемые ею реактивные усилия и моменты складываются с грузовыми (тоже вертикальными) алгебраически, а не геометрически.

Следовательно, в этом случае нагрузка на подшипники будет определяться как

 

    ; (24)

   

             .      (25)

В этом случае изгибающий момент в опасном сечении шпинделя передней бабки будет находится не как геометрическая, а как алгебраическая сумма следующих составляющих:

 

                 .     (26)

 

Изгибающий момент в опасном сечении шпинделя задней бабки остается прежним (см. формулу (11)).

Расчетный эквивалентный момент М_Э1 в сечении А рассчитывается по формуле (17), но с подстановкой в нее нового значения изгибающего      момента М_А. В сечении С шпинделя задней бабки эквивалентный момент не изменяется и определяется по формуле (18).  

При рассмотрении третьего и четвертого вариантов кантовки наибольший крутящий момент M_КР, воспринимаемый приводом кантователя, включает грузовой момент M = Ge  и находится по             формуле (1).

Соответственно, это внесет корректировки в формулы (17) – (21).  

Механизм вращения двухстоечных кантователей с подъемными центрами, а также действующие на шпиндели усилия и моменты рассчитываются теми же методами и формулами, что и для обычных двухстоечных кантователей. Расчет механизма подъема центров и механизма передвижения задней стойки производится обычными методами расчета грузоподъемных машин [4]. Скорости вращения, подъема центров и перемещения задней стойки можно выбирать по таблице 2.  

Таблица 2 – Двухстоечные кантователи с подъемными центрами

 

Модель	Грузоподъемность, тс	Момент на оси вращения, кгс∙м	Наибольшая высота центров Н, м	Число оборотов кантователя, об/мин	Скорость подъема центров, м/мин	Вертикальный ход центров, м	Общая высота кантователя, м	Горизонтальный ход подвижной стойки, м	Максимальное расстояние между центрами, м	Максимальный диаметр изделия, м	Ориентировочная масса кантователя, т
КДП-2	2	400	1,7	2,5	2,4	1,2	3,4	8,0	10	3,3	10,9
КДП-4	4	800	2,0	1,6	1,8	1,4	3,9	10,5	13	3,9	12,7
КДП-8	8	2000	2,4	1,0	1,8	1,8	4,3	11,5	15	4,7	13,5
КДП-16	16	4000	2,8	0,6	1,0	2,0	5,4	15,5	18,5	5,4	30,1

 

Далее рассчитывается требуемая частота вращения вала электродвигателя n_Э.ТР., об/мин, исходя из частоты вращения приводного вала n, об/мин (см. формулу (22)), а также средних значений передаточных чисел из рекомендуемого диапазона (таблица 3). Например, в случае двухступенчатой червячной передачи

 

                                         ,                            (27)

 

где u_Ч1 – передаточное число первой червячной передачи;

  u_Ч2 – передаточное число второй червячной передачи.

                               

Таблица 3 – Рекомендуемые и предельные передаточные числа для передач

                                                         

Вид передачи	Твердость зубьев	Передаточное число
		uреком.	uпред.
Зубчатая цилиндрическая:
тихоходная ступень во всех редукторах (uт)	≤ 350 НВ	2,5 – 5,6	6,3
	40…56 HRCЭ	2,5 – 5,6	6,3
	56…63 HRCЭ	2 – 4	5,6
быстроходная ступень в редукторах по развернутой схеме (uб)	≤ 350 НВ	3,15 – 5,6	8
	40…56 HRCЭ	3,15 – 5	7,1
	56…63 HRCЭ	2,5 – 4	6,3
быстроходная ступень в соосном редукторе (uб)	≤ 350 НВ	4 – 6,3	8
	40…56 HRCЭ	4 – 6,3	7,1
	56…63 HRCЭ	3,15 – 5	6,3
Коробка передач	Любая	1 – 2,5	3,15
Коническая зубчатая	≤ 350 НВ	1 – 4	6,3
	≥ 40 HRCЭ	1 – 4	5
Червячная	–	16 – 50	80

5.4.3 Расчет и выбор электродвигателя для привода оснастки.

По величине требуемой мощности и требуемой частоте вращения вала электродвигателя в таблице 4 выбирается асинхронный          электродвигатель [5].  

 

Таблица 4 – Технические данные электродвигателей серии АИР

 

Мощность N, кВт	Синхронная частота, мин-1
	3000	1500	1000	750
0,37	–	–	71A6/915	–
0,55	–	71А4/1357	71B6/915	–
0,75	71А2/2820	71В4/1350	80A6/920	90LA8/695
1,1	71В2/2805	80А4/1395	80B6/920	90LB8/695
1,5	80А2/2850	80В4/1395	90L6/925	100L8/702
2,2	80В2/2850	90L4/1395	100L6/945	112MA8/709
3	90L2/2850	100S4/1410	112MA6/950	112MB8/709
4	100S2/2850	100L4/1410	112MB6/950	132S8/716

 

При подборе N допускается перегрузка двигателя до 8 % при постоянной и до 12 % при переменной нагрузке.

Например, при требуемой мощности N = 1,46 кВт и частоте вращения     приводного вала n = 5 об/мин требуемая частота вращения вала электродвигателя при наличии двухступенчатой червячной передачи в редукторе составит:

                       .

 

 Таким образом, согласно таблице 4, подходит электродвигатель АИР80А2/2850 ТУ 16 – 525.564 – 84 мощностью N = 1,5 кВт. Это значит, что при синхронной частоте вращения ротора 3000 об/мин статор будет запаздывать и его асинхронная частота вращения будет составлять                 n_ДВ = 2850 об/мин. Высота оси вала от опорной поверхности лапок двигателя h = 80 мм.

По ГОСТ 19523–81 Двигатели трехфазные асинхронные короткозамкнутые серии 4А мощностью от 0,06 до 400 кВт. Общие технические условия двигатель АИР80А2/2850 обозначен как 4А80А2У3  (η = 81 %, коэффициент мощности cos φ = 0,85) [6]. Его геометрические параметры указаны в таблице 5 для типоразмера 4А80А [7].

 

Таблица 5 – Электродвигатели серии 4А (исполнение М100 – закрытое обдуваемое по ГОСТ 19523–81) 

 

Типораз-мер	Число полюсов	Габаритные размеры, мм				Установочные и присоединительные размеры, мм
		L1	L2	H	D	d1	d2	l1	l2	l3	b	d
4АА50	2; 4	174	198	142	112	9	9	20	32	63	80	5,8
4АА56	2; 4	194	221	152	128	11	11	23	36	71	90	5,8
4АА63	2;4;6;8	216	250	164	138	14	14	30	40	80	100	7
4А71	2;4;6;8	285	330	201	170	19	19	40	45	90	112	7
4А80А		300	355	218	186	22	22	50	50	100	125	10
4А80В		320	375
4А90L		350	405	243	208	24	24	50	56	125	140	10
4А100S	2;4;6;8	365	427	265	235	28	28	60	63	132	160	112
4А100L		395	457	280						140
4А112M		452	534	310	260	32	32	80	70	140	190	12
4А132S		480	560	350	302	38	38	80	89	178	216	12
4A132M		530	610

 

Угловая скорость электродвигателя

 

                                                                                  (28)

 

По таблице 5 для выбранного двигателя выписывается диаметр выходного конца вала ротора (d_ДВ = 22 мм в данном примере).

 

5.4.4 Проектирование редуктора/коробки передач для привода оснастки.

Расчет начинается с общего передаточного числа привода

 

                                               .                            (29)

 

Например, при n_Э = 2850 об/мин и n = 5 об/мин u_ОБЩ = 570.

Если привод включает только электродвигатель и редуктор, то общее передаточное число редуктора u_РЕД равно общему передаточному числу привода u_ОБЩ.

Далее общее передаточное число распределяется между отдельными ступенями редуктора, например, в соответствии с рекомендациями в   таблице 6.

 

Таблица 6 – Рекомендуемые соотношения передаточных чисел в редукторах

 

Редуктор	Передаточное число
	uб	uт
Двухступенчатый соосный с внутренним зацеплением
Коническо-цилиндрический
Цилиндрическо-червячный	1,6 – 3,15
Планетарный двухступенчатый
uРЕД  ≤ 25	4
25 < uРЕД  ≤ 63		6,3
uРЕД > 63	10

 

Например, в случае двухступенчатого червячного редуктора – между двумя червячными передачами: u_Т = 34 на одну передачу, принимаемую за тихоходную, и u_Б = 17 – на другую передачу, принимаемую за быстроходную.

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени                                      

 

                                      .                                           (30)

       

Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени (одновременно и вала колеса быстроходной ступени двухступенчатого редуктора)

 

                                      .                                          (31)

 

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени

 

                            .                                     (32)

 

Например, для электродвигателя АИР80А2/2850 ТУ 16 – 525.564 – 84 мощностью N = 1,5 кВт с двухступенчатым червячным редуктором и общим передаточным числом u = 570 (34 – для тихоходной передачи и 17 – для быстроходной) при асинхронной частоте вращения выходного вала электродвигателя n_Э = 2850 об/мин [7]:

номинальная частота вращения тихоходного вала редуктора                            (с червячным колесом)

                            ;

 

угловая скорость тихоходного вала редуктора (с червячным колесом)

                       ;

    

номинальная частота вращения червяка тихоходной ступени (u = 34)

 

                    

 

угловая скорость червяка тихоходной ступени

 

 

номинальная частота вращения червяка быстроходной ступени редуктора:                     

                            ;

 

угловая скорость червяка быстроходной ступени

 

               

   

Далее необходимо спроектировать редуктор привода.

В качестве примера рассмотрим двухступенчатый червячный редуктор.

По ГОСТ 2144–76 Передачи червячные цилиндрические. Основные параметры предусмотрено два ряда передаточных чисел u для чисел витков червяка z₁ = 1, 2 или 4 и чисел зубьев червячного колеса z₂ = 30…80 [8]:

- ряд № 1 – 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80; 100;

- ряд № 2 – 9; 11,2; 14; 18; 22,4; 28; 35,5; 45; 56; 71; 90.

Для получения больших передаточных чисел необходимо применять двухступенчатые передачи. В нашем примере передаточное число u = 570. Причем u_Т = 34 – передаточное число для тихоходной червячной передачи и u_Б = 17 – для быстроходной червячной передачи.

Рекомендуется назначать: z₁ = 4 для u = 8…15; z₁ = 2 для u = 15…30;            z₁ = 1 для u > 30 [7].

Выбираем z_1Т = 1 для тихоходной передачи; z_1Б = 2 для быстроходной.

В соответствии с рекомендуемым рядом № 1 передаточных чисел из ГОСТ 2144–76 принимаем u_Т = 40 и z_2Т = 40 для тихоходной передачи;                    u_Т = 20 и z_2Б = 40 для быстроходной.               

Так как по ГОСТ 2144–76 фактические передаточные числа не должны отличаться от номинальных более, чем на 4 %, то необходимо заново подобрать их для передач редуктора (на первой передаче отличие в 17 %).

Для общего передаточного числа редуктора u = 570 заново принимаем u_Т = 40 и u_Б = 14,25.

Тогда по ряду № 1: при z_1Т = 1 принимаем u_Т = 40 и z_2Т = 40.

По ряду № 2: при z_1Б = 2 принимаем u_Т = 14 и z_2Б = 28.

Несоответствие для первой передачи отсутствует, а для второй передачи 

 

     – условие соблюдается.

 

Далее находятся вращающие моменты:

на приводном червяке редуктора

 

 

на тихоходном червяке редуктора (КПД принимается 0,75)

 

      

 

на тихоходном вале редуктора (с червячным колесом)

 

 

Механические характеристики, основные допускаемые контактные напряжения  и основные допускаемые напряжения изгиба  и  для материалов червячных колес приведены в таблице 7.

 

    Таблица 7 – Характеристики для материалов червячных колес в мегапаскалях

 

Марка бронзы или чугуна	Способ отливки	Предел		Допускаемое напряжение при твердости червяка
		прочности σв	текучести σт
				HRC < 45			HRC ≥ 45
				[σ0F]'	[σ-1F]'	[σH]'	[σ0F]'	[σ-1F]'	[σH]'
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
БрО10Ф1	П	200	100	45	30	135	55	40	168
БрО10Ф1	К	255	147	57	41	186	71	51	221
БрО10Н1Ф1	Ц	285	165	64	45	206	80	56	246
БрО5Ц5С5	П	150	80	35	25	111	45	32	133
БрО5Ц5С5	К	200	90	45	32	132	53	38	159
БрА9ЖЗЛ	П	392	196	81	63	-	98	75	-
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
БрА9ЖЗЛ	К	490	236	85	69	-	108	83	-
БрА10Ж4Н4Л	П, К	590	275	101	81	-	130	98	-
СЧ10	П	118	-	33	20	-	41	25	-
СЧ15	П	147	-	37	23	-	47	29	-
СЧ18	П	177	-	42	26	-	53	33	-
СЧ20	П	206	-	47	29	-	59	36	-
Примечание -  К - отливка в кокиль, П - отливка в песч. форму, Ц - отливка центробежная

 

Затем на примере тихоходной передачи выбирается материал червяка и венца червячного колеса. Например, принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием. Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9Ж3Л.

Далее предварительно принимается скорость скольжения в зацеплении, например, v_S = 1 м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [σ_Н] = 179 МПа [7, таблица 4.9].

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10.

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К = 1,2.

Затем определяется межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

 

 

 

Тогда модуль

 

Принимаем по ГОСТ 2144–76 стандартные значения m = 12,5 и q = 10 (таблица 8).

 

 

    Таблица 8 – Сочетания модулей q и коэффициентов m диаметра червяка

 

m, мм	q	m, мм	q	m, мм	q	m, мм	q
1,6	10	3,15	8	6,3	8	12,5	8
	12,5		10		10		10
	16		12,5		12,5		12,5
	20		16		14		16
2	8		20		16		20
	10	4	8		20	16	8
	12,5		10	8	8		10
	16		12,5		10		12,5
	20		16		12,5		16
2,5	8		20		16	20	8
	10	5	8		20		10
	12,5		10	10	8		12,5
	16		12,5		10		16
	20		16		12,5
			20		16
					20
Примечание - для модулей m ≤ 10 допускается q = 25

 

    Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q

 

             

 

    Основные размеры червяка [7]:

 

    делительный диаметр червяка

 

                               

 

    диаметр вершин витков червяка

 

                  

 

    диаметр впадин витков червяка

 

                         

 

    длина нарезанной части шлифованного червяка

 

       

 

    Принимаем b₁ = 192 + 40 = 232  мм (по рекомендации [7]).

 

    Делительный угол подъема витка червяка γ находим по таблице 9.

 

    Таблица 9  Значения угла подъема γ на делительном цилиндре червяка

 

z1	Коэффициент q
	8	10	12,5	14 <