РУКОВОДЯЩИЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ МАТЕРИАЛ МАШИНЫ РТМ 24.090.33-77 РАЗРАБОТАН И ВНЕСЕН Всесоюзным научно-исследовательским и проектно-конструкторским институтом подъемно-транспортного машиностроения, погрузочно-разгрузочного и складского оборудования и контейнеров (ВНИИПТмаш) Директор А.Х. Комашенко Заведующий отделом стандартизации А.С. Оболенский Заведующий отделом управления качеством и унифицированных узлов ПТМ В.Н. Березин Руководители темы и исполнители И.О. Спицына, З.М. Зорина, П.С. Зак ПОДГОТОВЛЕН К УТВЕРЖДЕНИЮ ВПО «Союзподъемтрансмаш» Главный инженер В.К. Пирогов УТВЕРЖДЕН Министерством тяжелого и транспортного машиностроения ВВЕДЕН в действие распоряжением Министерства тяжелого и транспортного машиностроения от 4 апреля 1977 г. № ВП-002/3207. РУКОВОДЯЩИЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ МАТЕРИАЛ
Распоряжением Министерства тяжелого и транспортного машиностроения от 4 апреля 1977 г. № ВП-002/3207 утвержден в качестве рекомендуемого. Настоящий руководящий технический материал (РТМ) распространяется на червячные цилиндрические и глобоидные передачи механизмов подъемно-транспортных машин с машинным и ручным приводом и устанавливает методы расчета на прочность их элементов. Угол скрещивания осей червяка и червячного колеса равен 90°. В РТМ использованы термины, определения, обозначения в соответствии с ГОСТ 16530-70 и ГОСТ 18498-73. Определение геометрических параметров червячных передач выполнено по рекомендациям ГОСТ 19650-74 и ГОСТ 17696-72. 1. ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ1.1. Червячные передачи целесообразно использовать в приводах механизмов ПТМ в случае необходимости: обеспечения компактности; реализации больших передаточных чисел при относительно малых габаритах; передачи движения на валы, оси которых взаимно перпендикулярны; плавной и бесшумной работы привода машины. 1.2. Червячные передачи рекомендуется применять в приводах подъемно-транспортных машин мощностью до 50 кВт предпочтительно при повторно-кратковременных режимах работы. 1.3. Цилиндрические червячные передачи преимущественно устанавливают в приводах механизмов передвижения и поворота кранов, подвесных конвейеров, в ручных лебедках и талях. Глобоидные червячные передачи используются в лебедках пассажирских и грузовых лифтов, приводе механизма передвижения кранов. 1.4. Глобоидные передачи с венцом червячного колеса из оловянистых бронз имеют большую нагрузочную способность и более высокий КПД по сравнению с цилиндрическими при одинаковых габаритах. 2. МАТЕРИАЛЫ2.1. Венцы колес ответственных глобоидных и цилиндрических червячных передач изготовляют из оловянистой бронзы Бр.ОФ10-1 или оловянно-никелевой бронзы Бр.ОНФ. Для тихоходных червячных передач при скорости скольжения до 2 м/с применяют алюминиево-железистые бронзы Бр.АЖ9-4Л (ГОСТ 493-54). При скорости менее 1 м/с, а также для передач с ручным приводом применяют серые чугуны марок СЧ15-32, СЧ18-36 (ГОСТ 1412-70). 2.2. Червяки изготовляют из углеродистых и легированных сталей марок 45 (ГОСТ 1050-74), 20Х, 40Х, 40ХН, 38ХГН, 35ХМА, 12ХНЗА (ГОСТ 4543-71). 2.3. Твердость поверхностей витков цилиндрических червяков должна быть не менее HRC 45. После закалки до HRC 45 - 50 или цементации и закалки до HRC 50 - 56 рабочие поверхности необходимо шлифовать и полировать. Червяки из улучшенной стали используют в тихоходных и мало нагруженных передачах, обычно с чугунным червячным колесом. 2.4. Глобоидные червяки изготовляют из улучшенных до твердости HRC 32 - 35 легированных сталей марок 40X, 40XH, 38ХГН, 35ХМА по ГОСТ 4543-71. 3. ВИДЫ РАСЧЕТОВ3.1. В РТМ расчет прочности зацеплений червячных цилиндрических и глобоидных передач приведен раздельно. 3.2. РТМ предусматривает следующие виды расчетов: расчет поверхностей зубьев червячного колеса по контактным напряжениям. Для цилиндрических червячных передач это расчет на выносливость (для червячных колес из бронз Бр.ОНФ и Бр.ОФ10-1) или на заедание (из Бр.АЖ9-4Л или чугуна). Для глобоидных передач - расчет на износ; расчет на прочность зубьев по напряжениям изгиба. Для глобоидных передач - на срез; расчет на прочность и жесткость тела червяка; расчет КПД передачи; расчет передач на нагрев. 3.3. Расчеты на прочность по контактным напряжениям являются основными. 3.4. Расчет на прочность по напряжениям изгиба (среза) является проверочным; для червячных передач с ручным приводом - основным (проектным). 4. РАСЧЕТНЫЕ НАГРУЗКИ4.1. При определении расчетных нагрузок в качестве исходной величины принимают наибольший крутящий момент на червячном колесе М2max. 4.2. Для механизмов транспортирующих машин М2max - момент наибольший из длительно действующих. Для механизмов кранов М2max - наибольший момент рабочего состояния, действующий в механизме подъема при торможении на спуске, в механизме передвижения и поворота при пуске или в период тормозного выбега (приложение 1 справочное). 4.3. В предварительных расчетах М2max для кранов можно принимать по табл. 1. Таблица 1 Расчетные значения М2max
Примечание. Мном - номинальный момент двигателя привода механизма; U - передаточное число червячной передачи. 5. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ5.1. Расчет поверхностей зубьев на выносливость или заедание. 5.1.1. Расчетное напряжение в полюсе зацепления где d2 - делительный диаметр червячного колеса, см*; dw1 - начальный диаметр червяка, см; М2НЕ - раcчетный (эквивалентный) крутящий момент на колесе, кгс×м; [σн] - допускаемое контактное напряжение, кгс/см2. 5.1.2. Межосевое расстояние (3) где Kк - коэффициент качества (табл. 2); z2 - число зубьев червячного колеса; q - коэффициент диаметра червяка; x - коэффициент смещения червяка. Таблица 2 Коэффициент Кк
5.1.3. М2НЕ определяют по формуле M2HE = M2max × Kg, (4) где Кg - коэффициент долговечности (табл. 3). Таблица 3 Коэффициент Кд
5.1.4. Допускаемые контактные напряжения [σн] для венцов червячных колес из бронз Бр.ОНФ и Бр.ОФ10-1 определяют по формуле [σн] = [σн]0 KHN кгс/см2, (5) где [σн]0 - допускаемое напряжение для числа циклов N = 107 (табл. 4); KHN - коэффициент, учитывающий уменьшение сопротивления выносливости с ростом числа циклов нагружения (табл. 5); Таблица 4 Допускаемые напряжения [σн] и [σf], кгс/см2
Таблица 5 Коэффициент KHN
Для венцов червячных колес из бронзы Бр.АЖ9-4Л и чугунов [σн] выбирают по табл. 4 в зависимости от скорости скольжения
где n1 - частота вращения червяка, об/мин; gw - начальный угол подъема, град; - начальный диаметр червяка, см. 5.2. Расчет на прочность по напряжениям изгиба. 5.2.1. Для предотвращения излома зубья проверяют: на выносливость при изгибе от действия нагрузки M2max; на прочность от действия кратковременных перегрузок M2пик, не учитываемых в расчете на выносливость. 5.2.2. Напряжения изгиба зубьев червячного колеса (6) где Ун - коэффициент прочности зубьев для червячных колес. Определяют по табл. 6 в зависимости от
g - делительный угол подъема; [σF] - допускаемое номинальное напряжение изгиба зубьев, кгс/см2. Таблица 6 Коэффициент Ун
5.2.3. Модуль (для червячных передач с ручным приводом) (7) 5.2.4. Допускаемое номинальное напряжение изгиба [σf] при расчете на выносливость определяют по формулам: при работе одной стороной зуба [σf] = [σf]0KFN кгс/см2; (8) при работе двумя сторонами зуба [σf] = [σf]-1KFN кгс/см2. (9) При расчете на прочность при действии пиковой нагрузки [σf] £ [σf]м кгс/см2, (10) где [σf]0, [σf]-1, [σf]м - пределы выносливости по изгибу при работе одной и двумя сторонами зуба, и предельное напряжение по изгибу (табл. 4); КFN - коэффициент, учитывающий уменьшение сопротивления выносливости с ростом числа циклов нагружения. Для червячных передач механизмов кранов КFN определяют по табл. 7, механизмов транспортирующих машин по графикам черт. 1. Для механизмов с ручным приводом КFN = 1. Таблица 7 Коэффициент KFN для кранов
Примечание. В скобках указаны примерные группы режимов работы по PC 5138-75 «Техника безопасности. Краны грузоподъемные. Классификация механизмов по режимам работы». Значения КEN для транспортирующих машин Черт. 1 6. РАСЧЕТ ГЛОБОИДНЫХ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ6.1. Расчет на износ 6.1.1. Прочность поверхностей зубьев определяется несущей способностью червячного колеса по износу. 6.1.2. Допустимый момент на валу червячного колеса [M2и] определяют по кривым черт. 2 в зависимости от частоты вращения червяка n1 и межосевого расстояния a при условии: скорость изнашивания зубьев колеса wи2 £ 5 · 10-10а мм/об; передача модифицированная (ГОСТ 9369-66); передаточное число передачи 10 £ U £ 63; материал венца червячного колеса - оловянистая бронза; степень точности не ниже 7-Ш по ГОСТ 16502-70. 6.1.3. Условия обеспечения прочности [M2и] ³ M2max · Kp кгс·м (11) где Кр - коэффициент режима (табл. 8). Значения [M2и] Черт. 2 Таблица 8 Коэффициент Кр
6.1.4. При скорости изнашивания колеса w’и2 не равной 5 · 10-10 · a мм/об допускаемый момент на валу червячного колеса [М2и] определяют из выражения
где [М2и] - момент по графикам черт. 2. 6.1.5. Допустимая скорость изнашивания зависит от величины предельно-допустимого износа зубьев (Ñ мм) за заданный срок службы Т, ч
где n2 - частота вращения червячного колеса. 6.1.6. Для глобоидных червячных передач механизмов передвижения и поворота допускается износ до заострения зубьев на головке до 0,1m. Для червячных передач редукторов привода лифта предельная величина износа определяется допустимой величиной окружного люфта червяка в зависимости от назначения лифта. 6.1.7. Для не модифицированной глобоидной передачи допустимый момент на валу червячного колеса [М2и]'' определяют по формуле
6.1.8. Для передач со степенью точности ниже 7-Ш по ГОСТ 16502-70 значения [М2и] по черт. 2 следует уменьшить на 25 %. 6.1.9. Допустимость действия наибольшего крутящего момента М2max с точки зрения отсутствия на поверхности зубьев пластической деформации можно проверить по формуле где Кr - коэффициент приведенного радиуса кривизны (черт. 3); [σн]м - предельное контактное напряжение [σн]м £ 6σт, кгс/см2 (σт - предел текучести оловянистой бронзы, см. табл. 4). Значения Кr (по данным Г.Д. Федорова) Черт. 3 6.2. Расчет на срез зубьев червячного колеса. 6.2.1. Напряжение среза зубьев в опасном сечении где М2max - наибольший крутящий момент, кгс·м; d2 - диаметр расчетной окружности, см*; ______________ * Определение геометрических параметров дано в приложении 3 справочном. Кc - расчетный обхват; g - угол подъема витка червяка, град; Fcp - площадь среза определяют по формуле
где b - ширина венца колеса, см; m - модуль, см; z2 - число зубьев колеса. 6.3. Допускаемое напряжение среза для бронз [tcp] = 0,5σв кгс/см2, (σв - предел прочности при растяжении, по табл. 4). 7. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ И ЖЕСТКОСТЬ ТЕЛА ЧЕРВЯКАРасчет распространяется на цилиндрические и глобоидные червячные передачи. 7.1. Силы в зацеплении. Результирующую сил, действующих в зацеплении, определяют по трем составляющим (черт. 4): Силы в червячном зацеплении Черт. 4 окружной силе на червячном колесе, равной осевой силе на червяке окружной силе на червяке, равной осевой силе на червячном колесе (минус при ведущем червячном колесе); радиальной силе, раздвигающей червяк и червячное колесо R = Р2tgα кгс, (16) где М2 и М1 - крутящие моменты на червячном колесе и червяке; d2 и dw1 - начальный диаметр червячного колеса и червяка. Для глобоидных червячных передач следует подставлять расчетный диаметр d2 и d1; α - угол давления. Для цилиндрических червячных передач α » 20°; глобоидных α » 12°; глобоидных с начальным локализованным контактом α » 16°; r - угол трения (табл. 9). 7.2. Расчет на прочность 7.2.1. Расчетная схема и эпюры изгибающих и крутящих моментов приведены на черт. 5. Расчетная схема (а) и эпюры изгибающих моментов от силы Р1(б), R(в) и Р2(г) и крутящего момента M1(д) Черт. 5 Таблица 9 Значения f и r
Примечание. В скобках указаны значения f и r при ведущем червячном колесе. 7.2.2. Напряжение изгиба в средней плоскости передачи (17) где Mиmax - наибольший изгибающий момент в средней плоскости передачи
df1 - диаметр впадин червяка (приложение 2 и 3), dw1 - начальный диаметр червяка (для глобоидного червяка dw1 = d1). 7.2.3. Напряжение кручения (18) где M1max - наибольший крутящий момент на червяке, кгс·см. 7.2.4. Коэффициент безопасности (19) где nσ - коэффициент безопасности по напряжениям изгиба (20) nt - коэффициент безопасности по напряжениям кручения (21) где σ-1, t-1 - пределы выносливости материала червяка при изгибе и кручении; Kσ, Kt - коэффициенты концентрации изгиба и кручения у основания витка; Кσ = 1,2 - 1,35, соответственно для 80 £ aw £ 420 (или a); Кt = 1 + 0,6(Кσ - 1). 7.3. Расчет на жесткость. Прогиб червяка в осевом сечении (22) где l - расстояние между опорами (l » 0,9d2), см; P1, R - силы, кгс (см. черт. 4); Е1 - модуль упругости стального червяка. E1 = 2,15 · 106 кгс/см2; Jф - экваториальный момент инерции фиктивного цилиндрического стержня эквивалентного червяку по деформации
, - диаметры вершин и впадин витков червяка, см. Допустимый прогиб [f] » (0,005 - 0,01)m мм. 8. РАСЧЕТ КПД ПЕРЕДАЧИ8.1. Общий коэффициент полезного действия червячной передачи определяют по формуле: h = hзhпhр, (23) где hз, hп, hр - коэффициенты потерь в зацеплении, опорах и на разбрызгивание смазки. Номограмма для определения
КПД глобоидных передач 1 - нереверсивные; 2 - реверсивные Черт. 6 8.2. Коэффициент потерь в зацеплении (КПД зацепления) определяют по формулам: червяк ведущий (24а) червячное колесо ведущее (24б) где gw - начальный угол подъема (для глобоидной передачи g - угол подъема витка червяка); r - угол трения, f - коэффициент трения скольжения. Значения r и f в зависимости от скорости скольжения для червячных передач приведены в табл. 9. 8.3. Средние значения КПД цилиндрических червячных передач с учетом потерь в опорах составляют 0,65 - 0,80; 0,83 - 0,87; 0,89 - 0,91 при числе витков червяка соответственно 1; 2; 4. Номограмма для определения КПД глобоидной передачи при a = 250 мм приведена на черт. 6. При снижении нагрузки на 50 % по сравнению с расчетной допускаемой потери в червячной передаче (l - h) увеличиваются в 1,5 раза. 9. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ НА НАГРЕВ9.1. Максимально допустимый по нагреву момент на валу червячного колеса [M2]т определяют по формуле (25) где Кt - коэффициент теплоотдачи; при малой циркуляции воздуха в помещении Кt = 7 - 9 ккал/ч·м2·град; при интенсивной вентиляции помещения или на открытом воздухе Кt = 12 - 15 ккал/ч·м2·град; n2 - частота вращения вала червячного колеса, об/мин; ПВ - относительная продолжительность включения привода (редуктора); h - КПД редуктора; F - площадь поверхности охлаждения корпуса передачи
где aw (a) - межосевое расстояние, м; Fреб - площадь поверхности ребер, м; Креб - коэффициент эффективности ребер; Креб = 0,5 при горизонтальном расположении ребер; Креб = 1 при вертикальном. 9.2. Допустимое время непрерывной работы передачи до достижения предельной температуры масла (tм £ 90°) приближенно определяют по формуле: (26) или
где Gp и Gм - вес редуктора и масла, кгс, Ср - теплоемкость металла, Ср = 0,12 ккал/кг·град; См - теплоемкость масла, См = 0,4 ккал/кг·град; M2max - наибольший передаваемый крутящий момент, кгс·м; tм и tв - температура масла и окружающего воздуха; tcp.изб - средняя избыточная температура масла tcp.изб = 0,5(tм - tв). 10. СМАЗКАРекомендуемые марки масел для червячных передач приведены в табл. 10. Там же указаны примеры их применения. Таблица 10 Масла для червячных передач
Масла ИТП-300 и трансмиссионное для промышленного оборудования (летнее) рекомендуются для предпочтительного применения в механизмах кранов. ПРИЛОЖЕНИЕ 1Справочное ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗКИ ТОРМОЗНОГО ВЫБЕГА МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНАНаибольший момент в зацеплении, действующий со стороны червячного колеса (червячное колесо ведущее) при торможении механизма передвижения, определяют по формуле
где - приведенный к валу червяка статический момент сопротивления = Мт + М0 » 1,2Мт; Мт - момент тормоза; М0 - момент сопротивлений в кинематической цепи на участке от червяка до тормоза. М0 = (0,1 - 0,15); - приведенный к валу червячного колеса статический момент при торможении механизма передвижения с грузом; h21 - КПД передачи при ведущем червячном колесе; J1 - момент инерции вала червяка с учетом жестко связанных с червяком масс (двигателя, муфты, тормозного шкива и т.д.); J2 - момент инерции червячного колеса с учетом жестко связанных с ним масс.
где G - вес поступательно движущихся масс, кг; V - скорость передвижения, м/с; hдв - частота вращения двигателя, 1/об; U - передаточное число червячной передачи. ПРИЛОЖЕНИЕ 2Справочное РАСЧЕТ И ВЫБОР ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧФормулы и рекомендации для расчета и выбора геометрических параметров цилиндрических червячных передач приведены в табл. 1 приложения 2. Таблица 1 Расчет параметров
Примечание. В ГОСТ 19650-74 параметра df1 нет. Таблица 2 Коэффициент диаметра q в зависимости от модуля m
______________ * При z1 = 1. Для остальных сочетаний m и q число витков червяка z = 1, 2 и 4. ПРИЛОЖЕНИЕ 3Справочное РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ГЛОБОИДНЫХ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧФормулы для расчета геометрических параметров глобоидных передач приведены в табл. 1 приложения 3. Таблица 1 Расчет параметров по ГОСТ 17696-72
Таблица 2 Коэффициент диаметра q в зависимости от z2
ПРИЛОЖЕНИЕ 4Справочное ПРИМЕРЫ РАСЧЕТАПример 1. Проверить правильность выбора параметра цилиндрической червячной передачи механизма вращения штанги штыревого крана Q = 10 т. Наибольший момент на валу червячного колеса M2max = 280 кг·см. Режим работы легкий. Нагрузка реверсивная. Параметры передачи: число витков червяка z1 = 1; число зубьев червячного колеса z2 = 37; модуль m = 8 мм; межосевое расстояние aw = 180 мм; делительный угол подъема g = 7°07'30''; cos g = 0,99; начальный диаметр червяка dw1 = 64 мм; делительный диаметр червячного колеса d2 = 296 мм; частота вращения червяка n1 = 945 об/мин; то же червячного колеса n2 = 26 об/мин. Материал червяка: сталь 45 ГОСТ 1050-74. Твердость поверхности витка червяка HRC = 45 - 50; (σb)серц = 90 кгс/мм2; σ-1 = 38 кгс/мм2; t-1 = 22 кгс/мм2. Материал венца червячного колеса: бронза Бр.ОФ10-1 (отливка в кокиль). 1. Расчет на выносливость поверхностей зубьев червячного колеса. 1.1. Определяем расчетную нагрузку М2НЕ = М2maxKg = 280 · 0,4 = 112 кгс·м, Kg = 0,4 (табл. 3). 1.2. Определяем напряжение в полюсе зацепления по формуле (2)
Кк = 1,0 (табл. 2). 1.3. Определяем допускаемое напряжение по формуле (5) [σн] = [σн]0 · KHN = 3700 · 0,9 = 3300 кгс/см2; [σн]0 = 3700 кгс/см2 (табл. 4); KHN = 0,9 (табл. 5). σн < [σн] - условие прочности соблюдено. 2. Проверка прочности по напряжениям изгиба. 2.1. Определяем напряжение изгиба
Ун = 1,58 (табл. 6 для ). 2.2. Определяем допускаемое напряжение по формуле (9) [σF] = [σF]-1 · KFN = 520 · 1 = 520 кгс/см2; [σF]-1 = 520 кгс/см2 (табл. 4); KFN = 1 (табл. 7); σF < [σF]-1 - условия прочности соблюдены. 3. Расчет червяка на прочность. 3.1. Определяем силы в зацеплении (формулы (14), (15), (16))
P1 = P2tg(g + r) = 1900 · 0,155 = 300 кгс; r = 1°40' (табл. 9) для R = Р2 · tg20° = 685 кгс. 3.2. Определяем наибольший изгибающий момент в средней плоскости передачи при l » 0,9 d2 = 280 мм.
3.3. Наибольший крутящий момент (формула (15))
3.4. Определяем напряжение изгиба в средней плоскости передачи
(червяк эвольвентный) df1 = d1 - 2m - 0,4cosg (приложение 2); df1 = 6,4 - 0,8 · 2 - 0,99 · 0,4 = 4,4 см. 3.5. Определяем напряжение кручения
3.6. Определяем коэффициент безопасности
Kσ = 1,35 (п. 7.2.6);
Кt = 1,2 (п. 7.2.6). 4. Расчет червяка на жесткость. Определяем прогиб червяка в осевом сечении
da1 = d1 + 2m = 6,4 + 1,6 = 8 см; [f] » 0,01 m = 0,08. f = 0,056 < 0,08 - жесткость обеспечена. 5. Определение КПД.
r = 1°40' (табл. 9 для Vск » 3,2 м/с). 6. Проверка редуктора по нагреву. Максимально допустимый по нагреву момент на валу червячного колеса [M2]т равен
Кt = 7 ккал/ч·м2 - плохая вентиляция цеха; F » 20 a2w = 20 · 0,182 = 0,65 м2; n2 = 26 об/мин; ПВ £ 0,16; h = 0,81; M2max = 280 кгс·м < [M2]т. Пример 2. Определить наибольший допустимый момент на валу червячного колеса цилиндрической червячной передачи (по прочности зацепления) механизма передвижения крана. Режим работы механизма - средний (ПВ » 0,25). Параметры передачи: число витков червяка z1 = 1; число зубьев червячного колеса z2 = 40; модуль m = 6,3 мм; коэффициент диаметра червяка q = 10; коэффициент смещения червяка X = +0,397; частота вращения червяка n1 = 750 об/мин; Материал венца червячного колеса - бронза Бр.АЖ9-4Л. 1. Определяем эквивалентный момент при расчете на заедание поверхностей зубьев по формуле (2)
По формулам табл. 1 приложения 2 определяем: d2 = mz2 = 6,3 · 40 = 252 мм; dw1 = (q + 2x)m = (10 + 2 · 0,397) · 6,3 = 68 мм. [σн] определяем по табл. 4 в зависимости от vск
[σн] » 2900 кгс/см2. Кк = 0,8 (табл. 2).
2. Определяем наибольший допустимый момент по формуле (4)
Kg = 0,71 (табл. 3). 3. Проверяем передачу на нагрев
Kt = 9 ккал/ч·м2·град (п. 9.1); F » 20аw2 = 20 · 0,162 = 0,51 м2; aw = 160 мм; h = 0,65; Наибольший допустимый момент передачи
Пример. 3. Определить несущую способность зацепления глобоидной передачи редуктора привода лифтовой лебедки. Работа повторно-кратковременная ПВ £ 0,25. Параметры передачи: межосевое расстояние a = 160 мм; передаточное число U = 56; число заходов червяка z1 = 1; число зубьев колеса z2 = 56; зацепление модифицированное по ГОСТ 9369-66; степень точности - 7-Ш по ГОСТ 16502-70; частота вращения червяка n1 = 960 об/мин; диаметр расчетной окружности d2 = 272 мм; угол подъема витка червяка g = 5°32'; cosg = 0,995; ширина венца колеса b = 34 мм. Материал венца червячного колеса - бронза Бр.ОНФ. σb = 29 кгс/мм2, σт = 17 кгс/мм2. 1. Определяем несущую способность по износу По графикам черт. 2 для а = 160 мм и n1 = 960 об/мин [M2и] = 270 кгс·м. Наибольший крутящий момент на колесе (формула (11))
Кр = 0,71 (табл. 8). 2. Оценим допустимость действия момента M2max (на отсутствие пластической деформации) по формуле (12)
Кr = 0,78 (черт. 3); [σн]м = 6σт = 6 · 1700 = 10200 кгс/см2 > σн. Пластическая деформация поверхностей зубьев колеса при действии момента M2max не имеет места. 3. Проверяем прочность зубьев червячного колеса на срез по формуле (13)
Принимаем Кс = 5,5 по табл. 1 приложения 3;
Допустимая нагрузка зацепления М2max = 370 кгс·м. СОДЕРЖАНИЕ
|