Продолжение табл. 7.34

7.35. Техническая характеристика редуктора А-400

пространстве, требуемое межосевое расстояние и передаточные отношения, а затем конкретный типоразмер редуктора с учетом его нагрузочной способности.

Для редукторов типа Ц2У, Ц2У-Н, 1ЦЗУ и ЦЗУ-Н параметры выбираемого редуктора должны удовлетворять следующим условиям:

, >Мэкв; Лномп > AJniax;

ном Рэкв Рт номп Рт шах! Р5 ном > PQ экв; PQ номп > pQ шах. где Mjjojj - номинальный крутящий момент на тихоходном валу редуктора

для продолжительной работы при постоянной нагрузке; Мэкв - эквивалентный постоянный крутящий момент на тихоходном валу, разрушающее действие которого равно действию реального переменного момента; k-a - коэффициент увеличения номинального крутящего момента; для редукторов с эвольвентным зацеплением зубчатых передач (редукторы типа 1Ц2У и 1ЦЗУ) = 2,0; для редукторов с зацеплением Новикова (редукторы типа Ц2Н и ЦЗУ-Н) = = 1,0; AT шах - максимальный крутящий момент на тихоходном валу, который может возникнуть при эксплу-

атации редуктора; Fohom. Ртном - значения радиальных консольных нагрузок на валах редукторов, соответ ствующие Л1ном; -Рбгаах. max максимальные из консольных нагрузок на валах редукторов, которые могут возникнуть при эксплуатации редуктора.

Для редукторов типа РК следует руководствоваться допустимыми значениями моментов на тихоходных валах редукторов с учетом режима эксплуатации механизма.

Для редукторов типа ЦЗвк и ЦЗвкФ параметры выбираемого редуктора должны удовлетворять условиям:

7.36. Значения коэффициента ka

- Класс НС-

I Л1тахо5

номпеР:

где AfnoM - номинальный крутящий момент иа тихоходном валу редуктора, принимаемый по данным табл. 7.36; ka - коэффициент, зависящий от класса использования и класса нагруження механизма (табл. 7.36); fenep - коэффициент перегрузки.

Расчет зубчатых передач. Если может возникнуть необходимость в конструировании нестандартного редуктора или зубчатой передачи, то расчет зубчатых передач на прочность следует вести в соответствии с ГОСТ 21354-75. Если к редуктору или зубчатой передаче не предъявляется особых требований к высокой нагрузочной способности и долговечности, то при конструировании необходимо учитывать следующие рекомендации: в качестве материалов зубчатых колес следует применять нормализованные или улучшенные стали с твердостью после термообработки НВ 320; твердость материала шестерни должна быть выше твердости материала колеса не менее чем на 30 единиц по шкале Бринелля; наибольшее передаточное отношение для закрытой передачи должно быть 6,3, для открытой - 8; в некоторых случаях передаточные отношения могут составлять до 20; быстроходные передачи редукторов должны быть косо-зубыми; ориентировочные значения отношения модуля передачи к ее межосевому расстоянию составляют 0,01 ... 0,02; отношение ширины зубчатых

Класс нагруження

колес к межосевому расстоянию (коэффициент ширины) для закрытых передач принимают равным 0,315 ... 0,4, для открытых - 0,1 ... 0,2; окружная скорость открытых передач не должна превышать 2 м/с; степень точности передач (ГОСТ 1643-81) должна быть 8 нли 9.

Рассмотрим расчет цилиндрических зубчатых передач с эвольвентным зацеплением.

Разбивку передаточных отношений редуктора по ступеням и выбор главных параметров передачи (межосевого расстояния, передаточного отношения, коэффициента ширины, модуля и угла наклона линии зубьев) можно осуществлять с учетом рекомендации работы [5]:

По заданным главным параметрам определяют расчетное контактное напряжение в зацеплении косозубых передач:

= 275 (и ± 1)

1шъКн&Кну ( ± 1)

(7.1)

где и - передаточное отношение; Оц,- межосевое расстояние, см; Ъд - рабочая ширина зубчатого венца, см; Мшъ - расчетный эквивалентный крутящий момент на колесе, Н-м; Кнр - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца зубчатого колеса; его опреде-

Ofi 1,Z 1,6 cpg.

Рис. 7.4. Зависимость /(яр и Kfp от расположения зубчатых колес относительно опор: i - консольного; 2 - несимметричного; 3 - симметричного

ляют по рис. 7.4 в зависимости от параметра

-( + 1)

(большие значения коэффициента соответствуют большей ширине колес); Khv - коэффициент динамичности нагрузки; для открытых зубчатых передач = 1.0-i-l>06; для закрытых косозубых передач Кнл определяют по рис. 7.5 с учетом передаточного отношения рассчитываемой пары и окружной скорости

t, 0,0001

(здесь /ij - частота вращения шестерни, мии~*); \Рц\ - допускаемое контактное напряжение, МПа.

Прямозубые зубчатые колеса рассчитывают по формуле (7.1), однако вместо коэффициента 275 используют коэффициент 320.

Контактное напряжение для шестер-\ии [o]J и колеса \Pi,-

[н]1,г = н11т/ н.

где (3j jjjjj - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, МПа; *Н - коэффициент безопасности, принимаемый равным 1,1.

Для косозубых передач при выполнении условия = l,25[a]J.

Ы = 05(Ы1 + [н]г). Для прямозубых передач [о] =

Предел контактной выносливости для зубчатых колес из иормализоваи-иых и улучшенных сталей.

<н11т=2НВ+70.

В формулу представляют средние значения твердости НВ поверхностей зубьев.

Поверхность зубьев проверяют иа контактную прочность при действии наибольшей нагрузки.

Расчетное напряжение при действии наибольшей нагрузки

Рис. 7.5. Значения Khv для а и б - соответственно 8-й и 9-й

НМ = <н/шах/Л1экв.

где o -см. формулу (7.1); М - см. формулу (6.8) в гл. 6.

Допускаемое предельное коитакт-иое напряжение (МПа) для зубчатых

косозубых зубчатых передач:

степени точности (ГОСТ 1643-81)

10 12 П 16 20 25 30 М SO 60 80 100 Zy=z/m Рис. 7.6 Зависимость коэффициента у от числа зубьев

колес, подвергнутых или улучшению.

нормализации

где От - предел текучести материала при растяжении, МПа.

Помимо расчета предела контактной выносливости и прочности зубчатых передач, следует проводить расчет предела выносливости и прочности при изгибе.

Расчетное напряжение изгиба зубьев косозубых зубчатых передач

и±\ и

где т - модуль, см; у - коэффициент, учитывающий форму зуба; его определяют по рис. 7.6 в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zg = = 2/cos Р; Кра - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач КРа = для косозубых передач 8-й степени точности КРа = 0,9; а для 9-й степени точности КРа - 0,9; Kpfi - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца; его определяют по рис. 7.4;

КРо - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку; его определяют по данным табл. 7.37.

Допускаемое напряжение изгиба зубьев (МПа)

lim/*F.

где Оу jjjjj - предел выносливости при изгибе, МПа; для зубчатых колес из нормализованных и улучшенных сталей при односторонних нагрузках Оу]4щ=1,8НВ и двусторонних

7.37. Значения Кро

коэффициент

безопасности; для нормализованных сталей = 2,3, для улучшенных = = 1,75.

Менее прочное зубчатое колесо проверяют иа прочность при изгибе наибольшей нагрузкой.

Расчетное напряжение при действии наибольшей нагрузки

Допускаемое предельное напряжение (МПа) изгиба при действии наибольшей нагрузки для нормализованных сталей [ay]=l,8 НВ; для улучшенных сталей [Оуд] = 2,2 НВ.

7.2. СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ И ТОРМОЗНЫЕ ШКИВЫ

В кранах применяют преимущественно подвижные муфты, компенсирующие смещения соединяемых валов. Из числа жестких подвижных муфт наиболее распространены зубчатые муфты, в том числе муфты общего назначения (ГОСТ 5006-83). Иногда используют обладающие высокой компенсирующей способностью шарнирные муфты, в том числе и автомобильные.

Кулачково-дисковые (крестово-ку-лисные) муфты допускают весьма незначительные угловые смещения. В кранах применение их не рекомендуется, а в механизмах подъема не допускается.

Из числа упругих муфт наиболее часто используют относительно простые в изготовлении втулочно-пальце-вые муфты. Однако у них при интенсивной эксплуатации, особенно при

7.38. Значения коэффициентов АГа

Режим работы механизма

реверсивной работе, быстро изнашиваются не только пальцы, но и гнезда полумуфт. Этих недостатков лишены муфты с торообразным упругим эле-ментом, которые начали применять иа некоторых предприятиях.

Ниже приведены- данные по коиструкции, выбору и расчету наиболее; распространенных муфт [79].

Зубчатые муфты (ГОСТ 5006-83) изготовляют трех типов: 1, 2 и 3, причем муфты типа 1 и 3 предназначены.; для непосредственного соединения ва-. лов, а муфты типа 2 - для соединения валов с применением промежуточного > вала.

Для муфт типа 1 и 3 допустимый угол перекоса б каждой втулки относительно оси обоймы не более 0° 30 при отсутствии радиального смещения соединяющих валов; для муфт типа 3

из двух обойм [бтах] = 1° 30.

при работе муфты в условиях смещения соединяемых валов возникает неуравновешенная радиальная сила. Рг = (0,2 ... 0,4) Ft и нагружающий соединяемые валы изгибающий момент М (0,1 ... 0,15) Ml (здесь Mi- передаваемый муфтой крутящий момент; Ft - соответствующая моменту Мх окружная сила на расчетном диаметре муфты).

В соответствии с ГОСТ 5006-83 муф- ты выбирают по диаметру вала с последующей проверкой по действующему моменту. При этом коэффициент ответственности механизма i следует принимать равным 1,1 для механизмов передвижения и 1,3 ... 1,5 для механизмов подъема; коэффициент условий работы Ki рекомендуется определять по данным табл. 7.38; коэффициент Ks = 1,25 при углах перекоса до 0,5°.

При изготовлении нестандартных муфт элементы их зацепления целесообразно принимать аналогично стандартизованным муфтам. Следует иметь в виду, что применение иа втулках зубьев с линейчатыми образующими, даже при обточке их внешних поверхностей по радиусу, не обеспечивает удовлетворительной работы; перекос бочкообразных зубьев (с криволинейными образующими) не приводит к их нежелательному кромочному нагру-жению.

3, кгм

Рис. 7.7. Зависимость момен-1*3 инерции J от наружного диаметра D:

/ втулочно-пальцевая муфта; 2 - зубчатая сдвоенная муфта (ГОСТ 5006-83); 3 - зубчатая сдвоенная муфта по данным работы 179 \\ 4 - муфта с тормозным шкивом

10<

Указания по выполнению и расчету муфт приведены в работе [79].

Втулочно-пальцевые муфты изготовляют в соответствии с требованиями ГОСТ 21424-75. Эти муфты не рекомендуется применять в механизмах группы режима более 4М. Допускаемые радиальные смещения валов при использовании втулочно-пальцевых муфт составляют от 0,2 до 0,5 мм, а угловые смещения - от 20 до 30.

При работе муфт возникает радиальное усилие, нагружающее вал и составляющее (0,15 .., 0,25) Ft (здес ~ Ft - окружное усилие, нагружающее пальцы).

При выборе втулочно-пальцевых муфт рекомендуется учитывать те же коэффициенты, что и для зубчатых муфт.

При необходимости применения нестандартных муфт их элементы следуёТ принимать аналогично стандартизированным муфтам.

Иногда пальцы с резиновыми втулками заменяют сплошными закладными пальцами, посаженными в полукруглые гнезда полумуфт. В результате этого уменьшается число деталей, но образование отверстий в смежных деталях вызывает определенные технологические трудности. При этом рекомендуется устанавливать два предохранительных стальных пальца. Упругие пальцы должны быть изготовлены нз резины с пределом прочности при разрыве не менее 8 МПа и относительным удлинением при разрыве не ниже

zoo 300 Ш 500 D,MM

300 %. Детальные указания по расчету муфт с упругими резиновыми элемеи-тамн приведены в работе [67].

Муфты с тормозными шкивами часто объединяют с тормозными шкивами [109]. При этом целесообразно использовать полумуфты типовых зубчатых или пальцево-втулочных муфт. Зависимость момента инерции муфты от наружного диаметра D приведена иа рис. 7.7.

7.3. СТАЛЬНЫЕ КАНАТЫ, БЛОКИ, БАРАБАНЫ

В механизмах подъема следует применять канаты с линейным касанием проволок обыкновенной свивки (ГОСТ 7668-80) типа ЛК-РО конструкции 6 X 36 (1 -f 7 -f 7/7 -f-14) -f -- 1 о. с; допускается применение канатов типа ЛК-Р конструкции 9Х X 19 X (1 -f 6 -f 6/6) -f- 1 о. с. (ГОСТ 2688-80). Эти канаты могут быть использованы в качестве тяговых и монтажных.

-Подъемные канаты должны быть выполнены крестовой свивки; односторонняя свцвка допускается только для нераскручнвающнхся канатов. Канаты из проврлоки с более высоким временным сопротивлением (2000 МПа) обладают меньшей долговечностью; их следует применять только в технически обоснованных случаях. При многослойной навивке на барабан, а также для кранов, работающих в условиях повышенных температур (200 ... 250°С