Пример 3. Определить среднее и полное давление металла на валки при горячей прокатке толстого широкого листа на стане кварто 2800

Пример 3. Определить среднее и полное давление металла на валки при горячей прокатке толстого широкого листа на стане кварто 2800.

Дано: диаметр рабочих валков стана кварто D = 2R = 800 мм; h0 = 40 мм; h1 = 30 мм; Δh = 10 мм; ε = 0,25; мм; hср = 35 мм; l/hср = 1,8 мм; ψп = 0,28; α = Δh/l = 0,16 (9°10').

1. Проверяем, есть ли зона прилипания на дуге захвата α; согласно формуле

,

значит, зона прилипания имеется и протяженность ее составляет при

;

мм.

Участки скольжения на дуге захвата, согласно формуле

мм, мм.

2. Определяем среднее давление (отношение ) по длине контакта l; не проведя расчетов по кривой для μ = 0,4 и , находим: .

3. При скорости прокатки υ = 3 м/сек скорость деформации металла определяем по формуле.

1/сек.

4. При температуре прокатки 1050°С и скорости деформации 12 1/сек находим предел текучести низкоуглеродистой стали н/мм2 (11 кГ/мм2). Согласно формуле, удвоенная константа пластичности будет

н/мм2 (12,6 кГ/мм2).

5. Среднее и полное давление металла на валки

н/мм2 (17,6 кГ/мм2).

Усилие на 1 мм ширины прокатываемого толстого листа

кн/мм (1,1 Т/мм).

При максимальной ширине листа b = 2600 мм, прокатываемого на толстолистовом стане кварто 2800, полное давление (усилие) на валки при прокатке составит

кн = 29 Мн (2900 Т).

Пример 4. Определить среднее и полное давление металла на валки при холодной прокатке тонкого широкого листа на стане кварто 2800.

Дано: диаметр рабочих валков стана кварто D = 2R = 550 мм; h0 = 4 мм; h1 = 3 мм; Δh = 1 мм; ε = 0,25; мм; hср = 3,5 мм; l/hср = 4,75 мм.

1. При прокатке применяют масляную эмульсию, поэтому коэффициент контактного трения будет в пределах μ = 0,10 – 0,12; принимаем μ = 0,12, тогда коэффициент, характеризующий наличие зон скольжения и прилипания, будет равен

.

2. Проверяем наличие зоны прилипания по формуле

,

значит, зона прилипания не возникает (по всей дуге захвата имеется только скольжение).

3. Находим отношение :

а) по формуле (11.10)

; ; ;

б) по формулам (11.14) и (11.15)

; ;

;

;

в) по формуле (11.18)

.

Таким образом, по всем трем формулам результаты подсчетов отличаются незначительно.

4. Определим среднее давление металла на валки. Для случая холодной прокатки листов из нержавеющей стали марки 1Х18Н9Т предел текучести стали =500 н/мм2 (50 кГ/мм2), а с учетом наклепа при обжатии ε = 0,25 =820 н/мм2 (82 кГ/мм2), поэтому = 600 н/мм2 (60 кГ/мм2) и 2kср= 1,15·660 = 759 н/мм2 (75,9 кГ/мм2).

Тогда н/мм2 (102 кГ/мм2).

5. Полное давление (усилие) на валки при холодной прокатке листов шириной b = 2000 мм:

а) усилие на 1 мм ширины листа

кн/мм (1,68 Т/мм);

б) полное давление (усилие) на валки

кн = 33,6 Мн (3360 Т).

6. Учтем влияние упругого сплющивания валков при холодной прокатке (без натяжения. σср = 0):

а) согласно формуле (11.75) определяем коэффициент b при С = 1,08·10 -5 мм2/н:

;

б) определяем параметр тс по формуле (11.77) при mb = 0,57·0,477 = 0,273:

.

в) определяем параметр с учетом упругого сплющивания валков:

; .

Параметр увеличился в раза;

г) определяем отношение ; для μ = 0,12 при находим

;

н/мм2 (110 кГ/мм2),

таким образом, среднее давление увеличилось в раза;

д) длина контакта с учетом упругого сплющивания валков

; мм,

т. е. увеличилась в раза;

е) полное давление (усилие) на валки будет

кн = 46,2 Мн (4620 Т),

т. е. увеличится в раза.

Таким образом, фактическое полное давление (усилие) на валки с учетом их упругого сплющивания будет на 37% больше в результате влияния двух факторов:

увеличения среднего давления на 9% ввиду увеличения параметра на 26%;

увеличения длины контакта на 26%.

Отсюда следует, что, несмотря на небольшое увеличение среднего давления металла на валки (9%), общее давление на валки при упругом сплющивании их увеличивается значительно (37%), поэтому учет влияния упругого сплющивания валков при определении усилия на валки следует считать обязательным.

Пример 9. Определить давление металла на валки при прокатке слитка массой 10 т на блюминге с диаметром валков 1150 мм.

Дано: размеры сечения слитка при прокатке в одном из первых проходов h0 = 680 мм; h1 = 600 мм; обжатия Δh = 80 мм и ε = 0,118.

1. Находим:

мм; hср = 640 мм;

; .

Угол захвата

; .

Скорость деформации металла при скорости прокатки υ = 5 м/сек

1/сек.

2. При температуре прокатки 1100°С, скорости деформации 2,8 1/сек для низкоуглеродистой стали находим предел текучести (и прочности) σф = 70 н/мм2 (7 кГ/мм2), поэтому

н/мм2 ( 8 кГ мм2).

3. Коэффициент влияния внешних зон, согласно рис. 31, в и формуле (11.83):

.

Коэффициент контактного трения по формуле Экелунда (для скорости υ = 5 м/сек, cυ = 0,9)

.

4. Среднее давление металла на валки по формуле (11.84)

н/мм2 (11 кГ/мм2).

5. Полное давление (усилие) на валки:

а) на 1 мм ширины сечения прокатываемого слитка

кн/мм (2,14Т/мм);

б) при ширине сечения b =750 мм усилие на валки будет равно

кн = 16 Мн (1600 Т).

Пример 13. Определить момент прокатки, момент трения и момент на валу электродвигателей при прокатке слитка массой 10 т на блюминге 1150. Использовать данные примера 9.

1. Коэффициент плеча приложения равнодействующей давления металла на валки при прокатке при

,

согласно формуле (11.24) и рис. 30 (правая шкала), при ε = 0,118 ψ = 0,495.

2. Момент прокатки

кн·м (345 Т·м).

3. Момент трения в текстолитовых подшипниках валков при: μп = 0,01, согласно формуле (11.99), при dn = 700 мм = 0,7 м

кн·м (11,2 Т·м).

4. Валки приводятся универсальными шпинделями от электродвигателей: принимаем к. п. д. универсальных шпинделей η = 0,99; тогда момент на валу электродвигателей от статической нагрузки (без учета динамического момента) будет

кн·м (370 Т·м).

Мощность двигателей от статической нагрузки при скорости прокатки υ = 5 м/сек и угловой скорости вращения валков:

1/сек;

кВт.

5. Определим статическую мощность двигателей другим способом — по удельному расходу энергии.

Площади сечения слитка: исходная 900×900 = 81·104 мм2 = 0,81 м2; в предыдущем проходе 680×740 = 50·104 мм2 = 0,5 м2; после прокатки в данном проходе 600×750 = 45·104 мм2 = 0,45 м2.

Общая вытяжка до прокатки слитка в данном проходе

.

Общая вытяжка после прокатки в данном проходе

.

Вытяжка в данном проходе

.

Согласно кривой 2 на рис. 33 удельный расход энергии при λп ап = 1,9 квт·ч/т; при λп+1 ап+1 = 2,6 квт·ч/т; в данном пропуске (ап+1 – ап) = 0,7 квт·ч/т.

Расход энергии при прокатке слитка массой 10 т в данном проходе, согласно формуле (11.105)

квт·ч.

Длина (высота) исходного слитка H = 2,2 м; длина блюма после прокатки в данном проходе

м.

Время прокатки (длительность пропуска) при υ = 5 м/сек

сек.

Необходимая мощность электродвигателей при прокатке, согласно формуле (11.106):

квт.

Таким образом, оба метода определения мощности (или момента) электродвигателя при прокатке (по давлению на валки и по расходу энергии) дают почти одинаковый результат. Валки блюминга 1150 имеют индивидуальный привод от двух электродвигателей мощностью каждый 6000 квт, которые допускают трехкратную кратковременную перегрузку; максимальная кратковременная мощность электродвигателей

квт.

Пример 15. Рассчитать на прочность валок блюминга 1150. На рис. 1 показаны диаметры калибров (ручьев) валка после их полной (максимально допустимой по условиям захвата металла валками и прочности валков) переточки. Результаты предварительно выполненного расчета усилия на валки показали, что наибольшее усилие будет при прокатке слябов во втором калибре (на гладкой бочке) Р2 = 17 Мн (1700 Т). В калибрах 1, 3, 4 и 5 прокатывают блюмы сечением 350 × 350, 300 × 300, 250 × 250 и 200 × 200 мм; наибольшие усилия при этом будут в калибре 1-P1 = 10 Мн (1000 Т) и в калибре 3 - Р3 = 8 Мн (800 Т).

1. Максимальные моменты изгиба, согласно формуле (III.8):

а) при прокатке в калибре 1 при х = 0,68 м

Мн·м (550 Т·м);

б) при прокатке в калибре 2 при х = 1,425 м

Мн·м (4450 Т·м);

в) при прокатке в калибре 3 при х' = 1,39 м

Мн·м (670м).

2. Моменты сопротивления в сечениях 1—7 в м3

3. Строим эпюры изгибающих моментов на миллиметровой бумаге и по масштабу определяем изгибающие моменты от сил Р1, Р2 и Р3 в каждом сечении при прокатке в калибрах 1, 2 и 3; например, для первого калибра М1-1; М2-1; М3-1.

4. Определяем напряжения изгиба в каждом сечении от моментов М1-1; М2-1; М3-1 ; М1-2; М2-2 и т. д. по формуле (III.7).

Строим эпюры напряжений изгиба.

5. Максимальное напряжение изгиба будет в сечении 3 (третий калибр) при прокатке в калибре 2: σиз = 130 н/мм2 (1300 кГ/см2). Предыдущие подсчеты показали, что при этом к валку прикладывается крутящий момент от электродвигателя МКР = 3 Мн·м (300 Т·м); напряжение кручения в калибре 3

н/мм2 (205 кГ/см2).

Результирующее напряжение в сечении 3

н/мм2 (1350 кГ/см2).

Рис. 1. К расчету валка блюминга

Валки изготовлены из кованой углеродистой стали, имеющей σв = 650 н/мм2 (65 кГ/мм2); запас прочности составит

.

6. Проверим напряжение кручения в шейке валка (сечение 7). При прокатке слябов на гладкой бочке шейка передает максимальный крутящий момент Мкр = 3 Мн·м (300 Т·м), поэтому

Мн/мм2 (460 кГ/см2),

что ниже допускаемого [τ] = 80 н/мм2 (800 кГ/см2).

7. Давление в подшипниках валка (текстолитовых)

н/мм2 (178 кГ/см2),

При скорости шейки υ = 3 м/сек н/мм2·м/сек (540 кГ/см2·м/сек). Допустимо для прокатных станов

[р] = 40 н/мм2 и [] = 200 н/мм2·м/сек (400 кГ/см2 и 2000 кГ/см2·м/сек).

Пример 16. Выполнить расчет рабочих опорных валков стана кварто 550 × 1500 × 2500 для холодной прокатки полосы.

Дано: максимальное усилие на валки при прокатке полосы шириной 2300 мм Р = 35 Мн (3500 Т); максимальный крутящий момент на одном рабочем валке Мкр = 200 кн·м (200 Т·м); разность переднего и заднего натяжений полосы, приложенная к двум рабочим валкам, Т = 200 кн (20 Т).

1. Определяем распределение усилия между рабочими и опорными валками по формулам (III.23), (III.24), учитывая, что минимальный диаметр валков после перешлифовки Dр = 500 мм и Dоп = 1400 мм:

;

Мн = 550 кн (55 Т);

Мн (3445 Т).

Таким образом, рабочие валки воспринимают только от общего давления на валки при прокатке.

2. Напряжения в рабочем валке при а' = 3100 мм. Максимальный изгибающий момент посередине бочки от вертикального усилия Рр (условно принимаем валок лежащим на двух опорах)

кн·м (22 Т·м).

Максимальный изгибающий момент от разности горизонтальных натяжений полосы (для одного валка)

кн·м (5 Т·м).

Результирующий изгибающий момент посередине бочки рабочего валка

кн·м (22,6 Т·м).

Максимальное напряжение изгиба посередине бочки валка

н/мм2 (182 кГ/см2).

Напряжения кручения на шейке ведущего валка

н/мм2 (740 кГ/см2),

где ψ == 2,1 — коэффициент концентрации напряжений для шпоночного паза.

3. Напряжения в опорном валке.

Максимальный изгибающий момент и напряжение по середине бочки валка находим по формуле (Ш.10):

Мн·м (2100 Т·м),

Мн/м2 = 76 н/мм2 (760 кГ/см2).

Напряжение изгиба в сечении 1—1

Мн/м2 = 116 н/мм2 (1160 кГ/см2);

в сечении 2—2

Мн/м2 = 94 н/мм2 (940 кГ/см2).

Рабочий валок изготовлен из стали марки 9X2, а опорный — из стали 9ХФ, для которых σs = 600 н/мм2 (60 кГ/мм2), τs = 500 н/мм2 (50 кГ/мм2) и предел усталости σ-1 = 400 н/мм2 (40 кГ/мм2). Коэффициенты запаса прочности от предела текучести

; .

При минимальный требуемый запас прочности n = 4. В нашем случае пσ >п, поэтому расчет валка на выносливость (усталость) не производим.

4. Контактное напряжение в поверхностном слое валков:

а) если рабочий и опорный валки стальные (сталь 9X2 и 9ХФ), то контактное напряжение определим по формуле (III.25)

мм;

н/мм2;

н/мм2 (175 кГ/мм2).

б) если рабочие валки изготовлены из легированного закаленного чугуна, для которого Ер = 1,1·105 н/мм2 (1,1·104 кГ/мм2), а опорные – стальные, то приведенный модуль упругости

кн/мм2 (1,4·104 кГ/мм2)

и контактное напряжение будет

н/мм2 (140 кГ/мм2).

Для валков с твердостью НRC>55

н/мм2 (440 кГ/мм2).

5. Определяем прогиб опорного валка согласно формулам (III.29) — (III.32):

м4; ;

; н/м2; н/м2;

м;

м = 0,31 мм;

м = 0,3 мм.

Суммарный прогиб опорного валка по середине бочки

мм.

Для компенсации влияния прогиба на толщину полосы один из рабочих валков необходимо сделать выпуклым (шлифовать с выпуклостью 0,3— 0,5 мм).

6. Определим упругое сплющивание в месте контакта опорного и рабочего валков по формуле (111.26)

мм.

Суммарное упругое радиальное контактное сплющивание двух пар валков рабочей клети кварто

мм.

Пример 19. Выполнить поверочный расчет подшипника жидкостного трения ПЖТ 140—105 чистовой клети непрерывного проволочного стана с диаметром валков D = 0,25 м.

Дано: максимальная радиальная нагрузка на подшипник при прокатке У =50 кн; dц = 0,14 м; l =0,105 м; l/d = 0,75; смазка — турбинное масло УТ; рабочая температура подшипника tраб = 50оС, вязкость масла при этой температуре η = 0,032 н·сек/м2; материал валков — легированный чугун, для которого E =1,5·105 Мн/м2; скорость прокатки υ = 30 м/сек; угловая скорость вращения валков 1/сек; скорость вращения цапфы м/сек.

1. Определяем среднее давление в подшипнике (по проекции его диаметра):

Мн/м2 = 3,4 н/мм2 (34 кГ/см2).

Для подшипника скольжения с заливкой из высокооловянистого баббита Б83 допустимо н/мм2 (225 кГ/см2).

2. Для заданной внешней нагрузки на подшипник У и среднего давления в подшипнике р определим коэффициент грузоподъемности масляного клина по формуле (III.40):

(1/м2).

Чтобы работа подшипника была более устойчивой (без вибрации цапфы), принимаем относительный эксцентриситет ξ = 0,75, при котором . По формуле (III.40) или по кривой на рис. 60 для С = 0,15 находим δ = 141 мкм; hmin= 35,25 мкм (точка А).

3. При изготовлении подшипника допустимы предельные допуски по диаметру: втулки-вкладыша +24 мкм и втулки-цапфы –18 мкм (на минус). Суммарный предельный допуск 42 мкм. Возможный радиальный максимальный зазор мкм. При этом зазоре требуемая грузоподъемность масляного клина У будет достигнута при hmin= 30,2 мкм (точка В).

Определим критическую минимальную толщину масляного слоя, при которой может возникнуть полужидкостное трение. Средняя суммарная высота микронеровностей цапфы и втулки, согласно ГОСТ 2789–59, равна мкм. Учтем также прогиб конической цапфы (при изгибе валка), равный около 0,5Hср, и возможную максимальную непрямолинейность (овальность) цилиндрических образующих рабочих поверхностей, допускаемую в пределах до 2 мкм, тогда мкм.

4. Определим коэффициент запаса ПЖТ по толщине масляного слоя при заданной нагрузке:

а) при номинальном радиальном зазоре

;

б) при максимальном радиальном зазоре

.

Таким образом, при заданных условиях подшипник будет работать с большим запасом по толщине масляного слоя.

5. Определим коэффициент трения подшипника по формуле (III.41)

.

6. Определим расход масла, необходимый для прокачки через подшипник и поддержания постоянной его рабочей температуры tраб = 50°С из условия следующего теплового баланса: тепловой поток от работы трения в подшипнике (н·м/сек) равен тепловому потоку, уносимому подогретым маслом из подшипника (пренебрегаем теплоотдачей через корпус подшипника в окружающий воздух):

(дж/сек; н·м/сек; вт),

где Q — расход масла через подшипник, м2/сек;

с — объемная удельная теплоемкость масла, равная 16·105 дж/м3·град;

Δt — разность температур масла при выходе из подшипника и входе в подшипник, град.

Приравнивая правые части этих уравнений, получим

(III.42)

Принимая tвх = 30°С и Δt = 20°С, получим Q = 0,12·10-3 м3/сек (0,12 л/сек). Расход смазки на четыре подшипника одной чистовой клети стана составит 0,48·10-3 м3/сек (0,48 л/сек).

Пример 21. Выполнить поверочный расчет нажимных винтов и динамический расчет электродвигателей привода быстроходного нажимного механизма блюминга 1150 (см. рис. 68).

Дано: максимальное осевое усилие на нажимной винт при прокатке Y = 8,5 Мн (850 Т); максимальная скорость перемещения винта по вертикали υ = 0,25 м/сек; режим работы механизма — повторно-кратковременный при 15—25 включениях в ми-нуту.

1. Нажимные винт и гайка.

Нажимной винт имеет упорную (одностороннюю трапецеидальную) резьбу УП 440×48 мм; диаметры резьбы: наружный d = 440 мм, внутренний мм, средний мм; ; α = 2°10':

а) напряжение сжатия в сечении нижнего опорного конца винта, имеющего наименьший диаметр dн = 350 мм:

н/мм2 (890 кГ/см2);

б) напряжение кручения в теле винта при МВ = 6,1 кн·м (610 кГ·м) (см. ниже)

н/мм2 (7,6 кГ/см2).

Материал винта — сталь 40ХН.

Нажимная гайка высотой H = 720 мм и наружным диаметром D = 750 мм; количество витков резьбы :

а) напряжение смятия между витками винта и гайки

н/мм2 (118 кГ/см2);

б) напряжение смятия по площади соприкосновения гайки со станиной

н/мм2 (330 кГ/см2);

Материал гайки — Бр. АЖ9—4Л, [σ] ≈ 80 н/мм2 (800 кГ/см2).

2. В периоды пауз между пропусками металла через валки на торцы нажимных винтов действует усилие от грузового устройства уравновешивания верхнего валка (усилие переуравновешивания). На один винт это усилие составляет 150 кн (15 Т). Момент, необходимый для вращения винта в период пауз, найдем по формуле (III.46) при μп = 0,1; dп = 520 мм; μр = 0,08; φ = 4°34':

а) при опускании винта

кн·м (610 кГ·м);

б) при подъеме винта

кн·м (380 кГ·м).

3. Каждый нажимной винт приводится от отдельного вертикального электродвигателя постоянного тока мощностью 180 — 270 квт, 500 – 750/100 об/мин; номинальный момент электродвигателя при

кн·м (344 кГ·м).

Между двигателем и нажимным винтом имеется зубчатая передача с передаточным числом i = 4,5; к. п.д. передачи η = 0,972 = 0,94. Моменты на винте [статические, от постоянной нагрузки Y = 150 кн (15 Т)], приведенные к валу электродвигателя:

кн·м (142 кГ·м);

кн·м (89 кГ·м).

4. При повторно-кратковременном режиме электродвигатели работают при часто повторяющихся ускорениях и замедлениях (пуск — торможение). Для разгона вращающихся масс от электродвигателя потребуются дополнительные моменты и мощность. Определим этот дополнительный момент.

Моменты инерции, кг·м2: якоря электродвигапо каталогу); промежуточных шестерен 220; нажимного винта 80. Приведенный к валу электродвигателя момент инерции всех вращающихся масс

кг·м2.

В период разгона и торможения электродвигатель способен работать с угловым ускорением и развивать динамический момент:

а) при опускании нажимного винта при ε = 50 1/сек2

кн·м;

б) при подъеме нажимного винта при ε = 60 1/сек2

кн·м.

Моменты на валу электродвигателя в период разгона:

а) при опускании нажимного винта

кн·м;

б) при подъеме нажимного винта

кн·м.

Очевидно, что при повторно-кратковременном режиме работы электродвигателя основную нагрузку составляют динамические (а не статические) моменты. Так как Мдв. max = 3,42 кн·м (342 кГ·м) меньше Мн = 3,44 кн·м (344 кн·м), то электродвигатель обеспечит заданный режим работы. Кроме того, электродвигатель допускает кратковременную двухкратную перегрузку по моменту, которая может быть использована при пиковых нагрузках (например, при отводе нажимных винтов при буксовании валков по прокатываемому металлу, когда усилие на винт больше принятого выше в расчете при определении МВ).

Пример 22. Выполнить расчет тихоходного нажимного механизма стана кварто 500×1500×2500 (см. рис. 69) для холодной прокатки полосы.

Дано: резьба нажимного винта согласно ГОСТ 3968—55 УП 560×12 мм, наружный диаметр 560 мм, средний 552 мм, внутренний 545 мм, α = 0°24', максимальное усилие на один нажимной винт Y = 17,5 Мн (1750 Т).

1. Определяем прочность нажимного винта и резьбы по методу, изложенному выше, в примере 21.

2. Момент на нажимном винте при вращении его в момент прокатки (поджатие валков) определяем по формуле (III.46) при μр = 0,1; φ = 5°43':

кн·м (83 Т·м).

3. Статический момент вращения двух нажимных винтов, приведенный к валу электродвигателей; передаточное число двух глобоидных червячных пар между электродвигателем и нажимным винтом i = 1122; к. п.д. редукторов η = 0,5;

кн·м (296 кГ·м).

4. Для привода нажимных винтов установлены два электродвигателя общей мощностью 2·115 = 230 квт при 500 об/мин; номинальный момент электродвигателей

кн·м (440 кГ·м).

Таким образом, МН > МСТ; кроме того, имеется значительный запас по моменту

5. Упругая деформация нажимного винта

;

h — наибольшая деформируемая длина винта от подпятника до нажимной гайки;

h = 600 мм; E = 2,15·105 н/мм2 (0,215-105 кГ/мм2)

мм.

6. Упругая деформация нажимной гайки: высота гайки H = 760 мм, наружный диаметр D =860 мм, материал — бронза ЛАЖМц 60 — 6 — 3 — 2, E = 105 н/мм2 (0,1·105 кГ/ммг)

мм.

7. Суммарная упругая деформация системы нажимной винт — гайка

мм,

где k = 1,1—учитывает деформацию подпятника (10%).

8. Проверим прочность зубчатого зацепления глобоидной пары привода нажимного винта.

Момент на червячном колесе, равный моменту на нажимном винте, Мк=Мв = 830 кн·м (83 Т·м); межосевое расстояние А = 1000 мм; червяк глобоидный однозаходный zч = 1; червячное колесо zK = 44; передаточное число i = 44; модуль m = 36,5 мм; число модулей в делительном диаметре червяка q = 11; профильный угол впадин червяка α = 23°; угол подъема витка червяка λ = 5°17'32"; ширина колеса b = 320 мм; делительный диаметр червяка dч = 394 мм; k = 1,4 — коэффициент разнотолщинности зубьев колеса.

Напряжение изгиба у основания зубьев колеса

;

н/мм2 (1150 кГ/см2).

Напряжение сдвига в поверхностном слое зубьев червячного колеса при коэффициенте перекрытия зубьев ε = 1,9

;

н/мм2 (1250 кГ/см2).

Допускаемые напряжения для бронзового венца червячного колеса [σ] = 110 и [τ] = 120 н/мм2 (1100 и 1200 кГ/см2).

9. Расчет на прочность вала глобоидного червяка. Момент, передаваемый червяком:

кн·м (2,6 Т·м).

Окружное усилие на червяке

кн (13,2 Т).

Осевое усилие на червяке, равное окружному усилию на червячном колесе, имеющем dк= 1606 мм:

кн (100 Т).

Радиальное усилие, раздвигающее червяк и колесо:

кн (42 Т).

Изгибающий момент от силы Рч в плоскости ее действия (при расстоянии между опорами червяка l = 1270 мм,).

кн·м (4,2 Т·м).

Изгибающий момент от сил Ач и Rч в средней плоскости

кн·м (23,1 Т·м).

Результирующий изгибающий момент посередине червяка

кн·м (23,5 Т·м).

Нормальное напряжение в сечении посередине червяка при dBH = 340 мм

н/мм2 (600 кГ/см2).

Запас прочности по изгибу при σs = 600 н/мм2 (6000 кГ/см2) (для стали 40ХН)

.

Напряжение кручения в этом же сечении

н/мм2 (32 кГ/см2).

Запас прочности по кручению τs = 300 н/мм2 (3000 кГ/см2) (для стали 40ХН)

.

Приведенный запас прочности в этом сечении

.

Минимальный допустимый запас прочности [n] = 2,5. Напряжение кручения на ведущем конце червяка, имеющем d = 200 мм и ослабленном шпоночным пазом (коэффициент концентрации напряжений kτ = 2):

н/мм2 (163 кГ/см2).

т. е. тоже незначительное.

Червячная передача с глобоидным червяком обладает в 1,5—2 раза большей грузоподъемностью и большим к. п.д. по сравнению с обычной червячной передачей (с цилиндрическим червяком). Однако эти преимущества глобоидной передачи могут быть получены только при точном изготовлении глобоидного зацепления, высокой твердости и чистоте поверхности червяка, непрерывном подводе смазки в зацепление и большой жесткости червяка. Поэтому расчет на прочность глобоидного червяка и определение его жесткости (деформации при изгибе) необходимо выполнять весьма тщательно.

Зная нагрузки в зубчатом зацеплении, необходимо затем определить опорные реакции R1 и R2 и долговечность подшипников в опорах червяка и червячного колеса.