Значення коефіцієнтів тертя f і кута тертя 

VS , м/с	f		VS , м/с	f	
0,01	0,110 ... 0,120	6° 17’ ... 6° 51’	2,5	0,030 ... 0.040	1° 43’ ... 2° 17’
0,10	0,080 ... 0,090	4° 34’ ... 5° 09’	3,0	0,028 ... 0,035	1° 36’ ... 2° 00’
0,25	0,065 ... 0,075	3° 43’ ... 4° 17’	4,0	0,023 ... 0,030	1° 26’ ... 1° 43’
0,50	0,055 ... 0,065	3° 09’ ... 3° 43’	7,0	0,018 ... 0,026	l° 02’ ... l° 29’
1,0	0,045 ... 0,055	2° 35’ ... 3°09’	10,0	0,016 ... 0,024	0° 55’ ... 1° 22’
1,5	0,040 ... 0,050	2° l7’ ... 2° 52’	15,0	0,014 ... 0,020	0° 48’ ... 1° 09’
2,0	0,035 ... 0,045	2° 00’ ... 2° 35’

Примітки. Значення f наведені з урахуванням утрат на перемішування змащення і витрат у підшипниках (коченні) валів. Отже, при розрахунку по формулі (19.9) з урахуванням табл. 19.1 витрати в підшипниках і змащенні не враховують.

Зі збільшенням V_Sзнижуєтьсяf, оскільки підвищенняV_Sпризводить до поступового переходу від режимів напіврідинного тертя до рідинного тертя.

У випадку розрахунків, якщо розміри  і V_S передачі ще не відомі, ККД можна орієнтовно оцінювати за середнім значенням: при z₁ = 1 маємо  = 0,70...0,75; при z₁ = 2,  = 0,75...0,82; при z₁ = 4 маємо  = 0,87...0,92.

Після визначення розмірів передачі значення обраного ККД перевіряють додатковимрозрахунком.

У черв’ячному зачепленні (рис. 19.9) діють дакі сили: колова сила черв’яка F_t1, яка дорівнює осьовій силі колесаF_a2,

F_t1=F_a2= 2М₁/d₁; (19.11)

колова сила колесаF_t2, яка дорівнює осьовій силі черв’якаF_a1,

F_t2=F_a1= 2М₂/d₂; (19.12)

радіальна сила

F_r=F_t2tg;

нормальна сила

F_n=F_t2/ (coscos).

Формули для радіальної і нормальної сил отримані на підставі рис. 19.9, на якому зображений осьовий переріз витка черв’яка. В осьовій площині сили F_t2іF_rє складовимиF_n=F_ncos(проекція нормальної сили на осьову площину). У формулах (19.11) і (19.12) наведеніМ₁іМ₂– моменти на черв’яку і колесі.

Рис. 19.9. Схема сил в черв’ячному зачепленні

Порівняно низький ККД черв’ячної передачі; підвищене зношення і схильність до заїдання призводять до необхідності застосування для коліс дорогих антифрикційних матеріалів (бронза і т.ін.). До цих передач пред’являються підвищені вимоги до точності складання (точнеa_w, збіг головних площин колеса і черв’яка).

Черв’ячні передачі дорожчі та складніші від зубчатих, тому їх застосовують при необхідності передачі руху між перехресними валами, а також у механізмах, де необхідні великі передатні числа і висока кінематична точність, наприклад ділильні пристрої, механізми наведення і т.п. Черв’ячні передачі застосовують у підйомно-транспортних машинах, верстатобудуванні, автомобілебудуванні й ін.

Низький ККД і схильність черв’ячних передач до заїдання обмежують їхнє застосування областю низьких і середніх потужностей при періодичній короткочасній роботі. Потужність черв’ячних передач звичайно не перевищує 50...60 кВт. При великих потужностях і тривалій роботі витрати в черв’ячній передачі дуже істотні. Механічна енергія, витрачена в такій передачі, перетворюється на теплову і нагріває передачу. Якщо відвід теплоти недостатній, передача перегрівається і виходить з ладу.

Кількість теплової потужності N_чп, що виділяється в черв’ячній передачі становить

N_чп=N₁(1 –), (19.13)

де N₁– потужність на вхідному валу,Вт;

 – ККД передачі.

Крізь стінки корпуса редуктора теплота віддається навколишньому повітрю, відбувається природне охолодження. Потужність тепловіддачі

N_тв =_o (t₁ – t_нс)S_по, (19.14)

де _o – коефіцієнт тепловіддачі, Вт/(м²С);

t₁– внутрішня температура редуктора або температура мастила, °С;

t_нс– температура навколишнього середовища (повітря);

S_по– площа поверхні охолодження, м².

При сталому тепловому режимі N_тв =N_чп .