Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Южно-Российский государственный технический университет (Новочеркасский политехнический институт) (ЮРГТУ (НПИ))

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Ч.14-25 .doc

Скачиваний:

Добавлен:

01.04.2025

Размер:

1.35 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 23 / 93 4 5 6 7 8 9 > Следующая >>>

17. Определение допускаемых напряжений

В червячных передачах червяк изготавливают из стали, а колесо из бронзы, реже – из латуни или чугуна. В связи с этим расчет червячных передач как на контактную выносливость рабочих поверхностей, так и на выносливость при изгибе ведется по червячному колесу. Червяк при этом работает с большим запасом контактной и изгибной выносливости.

Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев колеса должен исключить не только усталостное выкрашивание, но и заедания, приводящие к задирам рабочих поверхностей зубьев. Расчетные напряжения сравниваются с допускаемыми, которые определяются опытным путем.

Определению допускаемых напряжений предшествует выбор материалов червяка и червячного колеса, типа червяка и вида термической обработки его витков, твердости его рабочих поверхностей и толщины упрочненного слоя (см. п.2; [4, с. 171]).

17.1. Допускаемые напряжения на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев колеса σ_НР2 (МПа) и выносливость при изгибе _F_Р2 определяют по зависимостям табл. 17.1 [39].

Таблица 17.1

Группа материала	Для расчета зубьев
Группа материала	На контактную выносливость рабочих поверхностей, МПа	На изгибную выносливость, МПа
I
II
III

Обозначения в формулах табл. 17.1:

σ_H – исходное допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев червячного колеса, МПа (табл. 17.2);

σ_F – предел выносливости при изгибе зубьев червячного колеса, МПа (табл. 17.2);

S_F – коэффициент безопасности при расчете на изгиб (табл. 17.2);

σ_HPmaxи σ_Fpmax– предельные допускаемые напряжения при расчете на контактную прочность рабочих поверхностей и на изгиб при действии максимальной нагрузки, МПа (табл. 17.3);

C_v – коэффициент, учитывающий интенсивность износа материала I группы (рис. 17.1);

v_s – ожидаемое значение скорости скольжения в проектируемой червячной передаче (формула 16.1);

N_HE₂ и N_FE₂– эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость рабочих поверхностей и выносливость при изгибе (см. п.4.1.1; 4.1.2).

В настоящее время нет стандартного расчета червячных передач на прочность. По аналогии со стандартным расчетом зубчатых цилиндрических эвольвентных передач по ГОС 21354 – 87 в формулах табл. 17.1 выражения

и представляют собой соответственно коэффициенты долговечности при расчете на контактную выносливость K_HL и на изгиб K_FL.

Рис. 17.1 График для определения коэффициента C_v

Выбор допускаемых напряжений _HP и _F_P с использованием коэффициентов долговечности K_HL и K_FL отражен в [4;12;29].

Таблица 17.2

Группа материала	Для расчета зубьев		S_F
	На контактную выносливость рабочих поверхностей, МПа	На изгибную выносливость, МПа
I			1,75
II
III			2,0

Примечания. Большие значения – для случая применения червяков с твердыми (Н  45HRC_э) шлифованными и полированными витками; меньшие значения - в остальных случаях. Для передач с расположением червяка вне масляной ванны (п.23.1.2.) значение следует уменьшить на 15 %; σ_b_и – предел прочности материала при изгибе, МПа (табл.16.1).

17.1.1. Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость N_HE₂ при переменном режиме нагрузки и ступенчатой циклограмме нагружения (рис.17.2) можно определить по формуле

(17.1)

(при N_НЕ2 2510⁷ принимают N_НЕ2 = 2510⁷),

Рис. 17.2. Циклограмма нагружения

где T₂_i– нагрузка (крутящий момент на червячном колесе), соответствующая i- й ступени циклограммы нагружения, Нм;

T₂ – исходная расчетная нагрузка (крутящий момент на червячном колесе), учитываемая при расчете на контактную выносливость рабочих поверхностей, Нм.;

n_i – частота вращения червячного колеса соответствующая i-му режиму нагружения, об/мин;

L_hi – время работы, соответствующее i-му режиму нагружения, ч.

При постоянной частоте вращения червячного колеса n₂ (например, в редукторах) формула (17.1) приобретает вид

За исходную расчетную нагрузку Т₂ (Н  м) принимают по циклограмме нагружения (рис.17.2) наибольшую из числа подводимых к передаче, число циклов действия которой превышает 5  10⁴ за проектируемый срок службы передачи [39].

При определении N_HE₂ можно не учитывать те участки циклограммы нагружения, соответствующие кратковременным перегрузкам, общее число циклов действия которых менее 5 10⁴ за проектируемый срок службы передачи. Так как кратковременные перегрузки не влияют существенно на долговечность. Аналогично поступают при расчетах зубчатых передач (см. рис. 3.2).

При постоянном режиме нагрузки в формулу табл. 17.1 вместо N_HE₂ подставляется значение

, (17.2)

где n₂ – частота вращения червячного колеса, об/мин;

L_h – время работы передачи за проектируемый срок службы, ч.

Если ресурс передачи в задании не указан, то для редукторов следует принять L_h = 20000 ч.

Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость

, (17.3)

где N_HO – базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев колеса;

Nн_Е2 – эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев колеса.

Для зубьев червячных колес, изготовленных из высокооловянистых бронз (I группа материала по табл.16.1), базовое число циклов напряжений N_HO = 10⁷. Значения коэффициента K_HL для колес, изготовленных из этих материалов, принимают, ограничиваясь интервалом 0,67  K_HL 1,7 [29]. В том случае, когда полученное по формуле (17.3) значение K_HL < 0,67 или K_HL> 1,7, в качестве расчетного принимается соответственно K_HL= 0,67 или K_HL =1,7.

Для червячных колес, изготовленных из материалов II и III групп, K_HL = 1,0, т. е. для материалов этих групп срок службы не влияет на величину _HP₂.

17.1.2. При переменном режиме нагрузки и ступенчатой циклограмме нагружения (рис.17.2) эквивалентное число циклов перемены напряжений в расчете на изгибную выносливость N_FE₂ можно определить по формуле

, (17.4)

где Т₂_i – нагрузка (крутящий момент на червячном колесе), соответствующий i-й ступени циклограммы нагружения, Нм;

Т₂ – исходная расчетная нагрузка (крутящий момент на червячном колесе), учитываемая при расчете на изгибную выносливость, Нм;

n_i– частота вращения червячного колеса, соответствующая i-му режиму нагружения, об/мин;

L_hi– время работы, соответствующее i-му режиму нагружения, ч.

При постоянной частоте вращения червячного колеса n₂ формула (17.4) приобретает вид

За исходную расчетную нагрузку Т₂ (Нм), как и ранее, принимают по циклограмме нагружения (рис. 17.2) наибольшую из числа подводимых к передаче, число циклов действия которой превышает 510⁴ за проектируемый срок службы. Кратковременные перегрузки, длительность действия которых меньше 510⁴ за весь срок службы, в расчете можно не учитывать (см. рис.3.2).

При постоянном режиме нагрузки σ_FP₂ (табл.17.1) определяют, используя вместо N_FE₂ значение N_ (формула 17.2).

Следует иметь в виду [19], что при N_FE₂< 10⁵ принимают N_FE₂= 10⁵, а при

N_FE₂>2510⁷ принимают N_FE₂= 2510⁷.

Коэффициент долговечности при расчете на изгибную выносливость

, (17.5)

где N_FO – базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость. Для червячных колес, изготовленных из любой группы материалов (табл. 16.1) , N_FO = 10⁶; N_FE₂ - эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на изгиб.

Значения коэффициента K_FL ограничиваются для колес, изготовленных из материалов I и II групп (табл. 16.1), интервалом 0,54  K_FL  1,0 [29]. В том случае, когда полученное по формуле (17.5) значение K_FL <0,54 или K_FL >1,0, в качестве расчетного принимаются соответственно значения K_FL= 0,54 или K_FL = 1,0. Для зубчатых колес, изготовленных из чугуна (III группа материалов), K_FL= 1,0.

17.2. Допускаемые напряжения при расчете на контактную прочность_HP₂_max и на изгибную прочность _FP₂_max при действии максимальной нагрузки.

При расчете на контактную прочность расчетное напряжение _H₂_max, создаваемое наибольшей нагрузкой Т₂_m_ах(см. рис. 17.2) из числа подводимых к передаче и действующей даже однократно, не должно превышать допускаемое (т.е. σ_H₂_max  σ_H_Р2_max), что исключит появление пластических деформаций и заедание рабочих поверхностей зубьев червячного колеса. При расчете на изгибную прочность расчетное напряжение σ_F₂_max, создаваемое наибольшей нагрузкой Т₂_m_а_x, не должно превышать допускаемого σ_F₂_max  σ_F_Р2_max, что исключит возможность пластических деформаций и поломку зубьев колеса.

Значение напряжений σ_H_Р2_max, представленное в табл.17.3, вычислено из условия предупреждения пластических деформаций и заедания рабочих поверхностей зубьев червячного колеса, а значение σ_F_Р2_max– из условия предупреждения пластической деформации тела зубьев колеса или его поломки [39].

Таблица 17.3

Группа материала	, МПа	, МПа
I	4σ_Т	0,8σ_Т
II	2σ_Т	0,8σ_Т
III	1,65σ_b_и	0,75σ_b_и

Примечание: σ_b_и – предел прочности материала на изгиб (табл. 16.1), МПа.

18. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ НА КОНТАКТНУЮ

ВЫНОСЛИВОСТЬ РАБОЧИХ ПОВЕРХНОСТЕЙ ЗУБЬЕВ

КОЛЕСА

18.1. Проектировочный расчет

Проектировочный расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев служит для предварительного определения размеров червячной передачи. Расчетам на прочность предшествует кинематический расчет привода или передачи (см. разделы 1; 15).

Основными данными для расчета червячной передачи являются:

– исходная расчетная нагрузка (крутящий момент на червячном колесе), Нм;

– частота вращения червячного колеса, об/мин;

– передаточное число;

– циклограмма нагружения;

– материалы червяка и зубьев червячного колеса, способ термической или химико-термической обработки витков червяка и твердость их рабочих поверхностей.

При проектировочном расчете определяют ориентировочное значение межосевого расстояния а_w (мм) по формуле

= (18.1)

где Т₂ – исходная расчетная нагрузка (крутящий момент на колесе), Нм (см. п.17.1.2);

z₂ – число зубьев червячного колеса;

q – коэффициент диаметра червяка;

σ_H_Р2 – допускаемое напряжение на контактную выносливость зубьев червячного колеса, МПа;

К – коэффициент нагрузки.

18.1.1. В качестве исходной расчетной нагрузки Т₂ принимают по циклограмме нагружения (см. рис.17.2) наибольшую нагрузку из числа подводимых к передаче, число циклов действия которой превышает 510⁴, Нм.

18.1.2. Число зубьев колеса z₂ = z₁u. Число заходов червяка z₁ и число зубьев колеса z₂ принимают по рекомендациям п.15.2.

18.1.3. В целях унификации режущего инструмента значения q для червячных редукторов общего назначения стандартизованы. Для обеспечения достаточной жесткости червяка рекомендуется принимать q  0,25z₂; допускается q_min  0,212z₂. Полученное значение округляется до ближайшего большего стандартного по табл. 18.1. При необходимости принимают и другие большие значения q. При этом следует иметь в виду, что с увеличением значения q при неизменном модуле m возрастает несущая способность передачи и жесткость червяка, но уменьшается угол подъема его витков и понижается к.п.д. передачи.

Таблица 18.1

Рекомендуемые сочетания m, q и z₁ (ГОСТ 2144-76^) для червячных передач с

цилиндрическим червяком

m, мм	q	z₁
1,0; 1,25; 1,6	10,0; 12,5; 16,0; 20,0	1; 2; 4
1,0; 1,25; 1,6	25	1
2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0	8,0; 10,0; 12,5; 16,0; 20,0	1; 2; 4
2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0	25	1
12,5; 16,0	8,0; 10,0; 12,5; 16,0; 20,0	1; 2; 4
20,0	8,0; 10,0; 12,5; 16,0
25,0	10,0
25,0	12,5; 16,0; 20,0	4

Примечание. В таблице указаны только значения m и q для 1-го (предпочтительного) ряда.

18.1.4. Допускаемые напряжения на контактную выносливость зубьев червячного колеса σ_H_Р2 определяются в соответствии с указаниями п.17.1.

18.1.5 Коэффициент нагрузки

где К_v – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку;

К_ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине контактных линий.

Коэффициент К_v (табл. 18.2) зависит от принятой степени точности изготовления червячной передачи и скорости скольжения v_s, которая может быть приближенно определена по формуле (16.1).

Степень точности передачи (ГОСТ 3675-81) – норма кинематической точности, норма плавности, норма контакта зубьев и витков – устанавливается в зависимости от скорости скольжения и ряда других факторов (см., например, табл. 18.3). Структура условных обозначений степени точности, видов сопряжений и видов допуска на боковой зазор приводится в примечании к табл. 2.3. Для силовых червячных передач обычно используются сопряжения В или С, а при повышенном нагреве – А.

Таблица 18.2

Степень точности по ГОСТ 3675-81

Значения К_v при скорости скольжения v_s, м/с

до 1,5

от 1,5

до 3

от 3

до 7,5

от 7,5

до 12

от 12

до 16

от 16

до 25

–

1,15

1,25

–

1,25

–

1,1

1,4

–

1,1

1,2

–

1,3

–

1,5

–

Таблица 18.3

Степень точности	Скорость скольжения, м/с	Методы нарезания и обработки	Назначение передачи
6 (высокоточные)	свыше 5	Червяки цементированные и закаленные или только закаленные. Боковые поверхности витков червяка обязательно шлифуются и полируются. Червячные колеса нарезаются шлифованными фрезами. Рекомендуется обкатка под нагрузкой.	Делительные пары станков средней точности, кинематические передачи счетно-решающих и отсчетных механизмов, радиоэлектронных устройств, оптико-механических приборов и приборов управления высокой точности. Скоростные передачи регуляторов двигателей.
7 (точные)	до 10	Рекомендуется цементация и закалка или только закалка. Закаленные червяки должны обязательно шлифоваться по профилю. Червячные колеса должны нарезаться шлифованными червячными фрезами. При отсутствии чистовой отделки обкатка под нагрузкой обязательна.	Транспортные и промышленные силовые червячные передачи с повышенными скоростями и повышенными требованиями к точности, бесшумности и габаритам.
8 (средней точности)	до 5	Допускается червяк с Н350НВ, нешлифованный. Колесо нарезается шлифованной червячной фрезой или летучкой. Рекомендуется обкатка под нагрузкой.	Транспортные и промышленные силовые червячные передачи средних скоростей со средними требованиями по шуму, габаритам и точности. Передачи подъемных и поворотных механизмов.
9	до 1,5	Червяк с Н350НВ не шлифуется. Колесо нарезается любым способом.	Неответственные передачи с низкими скоростями, с кратковременной работой и ручные с пониженными требованиями

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине контактных линий

, (18.2)

где  – коэффициент деформации червяка; принимается в зависимости от числа заходов червяка z₁ и коэффициента диаметра q по табл. 18.4;

X – коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса к виткам червяка; он представляет собой отношение среднего по времени крутящего момента к расчетному

где Т₂ – исходная расчетная нагрузка (крутящий момент на валу червячного колеса), Нм;

Т₂_i и L_hi – крутящие моменты (Нм) и длительности работы, соответствующие i-й ступени циклограммы нагружения (см. рис. 17.2);

=L_h– продолжительность работы передачи за проектируемый срок службы, ч.

Таблица 18.4

z₁	Параметры	Коэффициент диаметра червяка, q
z₁	Параметры	8	10	12,5	14	16	20
1		70730 (7,125)	54238 (5,711)	43426 (4,574)	40508 (4,086)	33435 (3,576)	25147 (2,862)
1		72	108	154	176	225	248
2		140210 (14,036)	111836 (11,310)	90525 (9,090)	80748 (8,130)	70730 (7,125)	54238 (5,711)
2		57	86	121	140	171	197
4		263354 (26,565)	214805 (21,801)	174441 (17,747)	155643 (15,945)	140210 (14,036)	111836 (11,310)
4		47	70	98	122	137	157

При постоянной нагрузке (T₂ = const) X = 1 и K_ = 1, так как из-за лучшей приработки зубьев колеса к виткам червяка нагрузка по длине контактных линий распределяется более равномерно.

18.1.6. По формуле (18.1) определяют межосевое расстояние передачи. При проектировании стандартных редукторов серийного изготовления полученная величина a_w округляется до значений, регламентируемых ГОСТ 2144 – 93:

1-й ряд: 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500;

2-й ряд: 45; 56; 71; 90; 112; 140; 180; 225; 280; 355; 450 мм.

(1-й ряд является предпочтительным).

При проектировании нестандартных червячных редукторов в обоснованных случаях допускается принимать a_w из ряда Ra40:

42; 48; 53; 60; 67; 75; 85; 95; 105; 120; 130; 150; 170; 190;

210; 240; 260; 300; 340; 380; 420 мм.

Это следует учитывать при ремонтах, модернизации и восстановлении действующего оборудования.

18.1.7. Диапазон значений m для передачи определяют по формуле

В качестве расчетного принимают стандартное значение m (табл. 18.1), входящее в полученный интервал, или ближайшее к нему. Значение коэффициента диаметра червяка должно находиться в следующих пределах

Принимаемое значение q должно удовлетворять также условию q  0,25z₂ и соответствовать стандартному значению m по табл. 18.1. При достаточной изгибной жесткости вала червяка допускается q_min  0,212z₂. Если ранее при определении a_w в зависимости (18.1) использовалось значение q, отличающееся от вычисленного по указанной зависимости, то расчеты следует повторить, начиная с п. 18.1.

Величину коэффициента смещения определяют с точностью до 0,001 по формуле

x = – 0,5(z₂ + q).

Значение x принимают в пределах 1  x  –1. Если полученная расчетом величина x выходит за границы указанного интервала, то следует найти новое значение x, изменив число зубьев колеса z₂ (в пределах 2) так, чтобы передаточное число u = z₂/z₁ отличалось от принятого не более чем на 4%.

18.1.8. Определяют основные геометрические параметры червячной передачи по табл. 18.5 и 18.6.

b₁

Рис. 18.1. Основные геометрические параметры передачи

Таблица 18.5

Параметры (рис. 18.1)	Обозначения	Формулы
Делительный диаметр червяка	d₁	d₁ = mq
Делительный диаметр колеса	d₂	d₂ = mz₂
Начальный диаметр червяка	d_w1	d_w1 = m(q + 2x)
Начальный диаметр колеса	d_w2	d_w2 = d₂
Диаметр вершин червяка	d_a₁	d_a₁ = d₁ + 2 m
Диаметр вершин колеса	d_a₂	d_a₂ = d₂ + 2( + x)m
Наибольший диаметр колеса	d_a_M2	d_a_M2  d_a₂ +
Диаметр впадин червяка	d_f1	d_f1 = d₁ – 2( + c^)m
Диаметр впадин колеса	d_f2	d_f2 = d₂ – 2( + c^ – x)m
Коэффициент смещения (принимают 1  x  -1)	x	x = – 0,5(z₂ + q)
Межосевое расстояние		= 0,5(z₂ + q + 2x)m
Высота витка червяка	h₁	h₁ = (2 + c^)m
Делительный угол подъема линии витка		 = arc tg
Расчетный осевой шаг червяка	р₁	р₁ = m
Ход витка червяка	p_z1	p_z1 = mz₁

(параметры, определяемые только для передач с червяком ZI)

Диаметр основной окружности	d_в₁	d_в₁ = z₁m/tg
Угол подъема основной	_в	cos _в = cos _ncos  ; _n = 20
Высота витка червяка	h₁	h₁ = (2 + c₁^cos)m

Примечания. 1. Коэффициент высоты головки =1, коэффициент радиального зазора = =0,2 (в обоснованных случаях =0,15-0,3).

2. Со смещением допускается изготавливать только колесо. Червяк нарезается всегда без смещения. При этом уменьшается номенклатура режущего инструмента.

3. Предельные отклонения размеров: d_a₁ –по h7 –h9 при степенях точности 7-9 (если d_a₁ не является базой при контроле толщины витков, то по h9 –h10); d_a₂ – по h8 –h9; d_aM₂ – по h11 –h12; в передаче – в пределах  f_a (см. табл. 21.1) и в обработке (при нарезании зубьев) – в пределах  f_a_с 0,75f_a. Рекомендации по выбору шероховатости поверхностей зубьев колеса и витков червяка, а также базовых поверхностей см. в приложениях 1 и 2.

Таблица 18.6

x	Длина нарезанной части червяка b₁ (рис. 18.1), мм
x	z₁ = 1 – 2	z₁ = 4
– 1	b₁  (10,5 + z₁)m	b₁  (10,5 + z₁)m
– 0,5	b₁  (8 + 0,06z₂)m	b₁  (9,5 + 0,09z₂)m
0	b₁  (11 + 0,06z₂)m	b₁  (12,5 + 0,09z₂)m
+ 0,5	b₁  (11 + 0,1z₂)m	b₁  (12,5 + 0,1z₂)m
+ 1	b₁  (12 + 0,1z₂)m	b₁  (13,0 + 0,1z₂)m

Примечание.1. Для шлифуемых и фрезеруемых червяков длина нарезанной части b₀₁ = b₁ + 3m.

2. У быстроходных червяков для устранения дебаланса отношение b₁/m должно быть целым числом, а торцы червяков выполнены плоскими.

При проектировании принимают направление витков червяка правое, кроме особых случаев, обусловленных кинематикой привода. Направление зубьев червячного колеса при правом червяке – правое, при левом – левое.

Ширину зубчатого венца червячного колеса определяют по формулам:

b₂  0,75d_a₁ при z₁ = 1 – 2;

b₂  0,67d_a₁ при z₁ = 4.

Толщину обода принимают по зависимости s  1,6m + 1,5 мм, но не менее 10 мм (см. рис. 16.1). Угол обхвата червяка 2 у силовых передач обычно 90 … 120 (чаще 2 = 100).

Пример расчета геометрических параметров передачи с эвольвентным червяком ZI и параметров для контроля профиля витков приведен в [45, с. 8-11]. Формулы для расчета контрольных параметров передач с червяками ZA, ZI, ZN, ZK, нормы точности деталей и их взаимного положения можно найти в [12, с. 146] и ГОСТ 3675-81.

18.1.9. Определяют скорость скольжения v_s витков червяка по зубьям колеса:

где m – модуль зацепления, мм;

q – коэффициент диаметра червяка;

x – коэффициент смещения;

n₁ – частота вращения червяка, об/мин;

_w – угол подъема витка по начальному цилиндру червяка.

Величину _w находят по формуле

где z₁ – число заходов червяка.

Для передач без смещения (x = 0) _w =  (см. табл. 18.4).

18.1.10. Находят коэффициент полезного действия передачи. При ведущем червяке

, (18.3)

где _w – угол подъема витка по начальному цилиндру червяка (п. 18.1.9);

 – приведенный угол трения; принимается по табл. 18.7 [35] с учетом скорости скольжения (п. 18.1.9).

Таблица 18.7

Группа материалов венца червячного колеса	I. Оловянистые бронзы				II. Безоловянистые бронзы и латуни		III. Чугуны
Твердость поверхностей витков червяка, HRC_э	 45 ¹		Остальные случаи		 45 ¹		 45 ¹		Остальные случаи
v_s, м/с	f  ²		f 		f 		f 		f 	
0,01	0,110	617	0,120	651	0,180	1012	0,180	1012	0,190	1045
0,05	0,090	509	0,100	543	0,140	758	0,140	758	0,160	905
0,10	0,080	434	0,090	509	0,130	724	0,130	724	0,140	758
0,25	0,065	343	0,075	417	0,100	543	0,100	543	0,120	651
0,5	0,055	309	0,065	343	0,090	509	0,090	509	0,100	543
1,0	0,045	235	0,055	309	0,070	400	0,070	400	0,090	509
1,5	0,040	217	0,050	252	0,065	343	0,065	343	0,080	434
2,0	0,035	200	0,045	235	0,055	309	0,055	309	0,070	400
2,5	0,030	143	0,040	217	0,050	252
3,0	0,028	136	0,035	200	0,045	235
4,0	0,024	122	0,031	147	0,040	217
5,0	0,022	116	0,029	140	0,035	200
8,0	0,018	102	0,026	129	0,030	143
10,0	0,016	055	0,024	122
15,0	0,014	048	0,020	009
24,0	0,013	045

¹ Шероховатость R_a  1,25 по ГОСТ 2789-73.

² Коэффициенты трения f  даны с учетом потерь в подшипниках качения валов колеса и червяка.

К.п.д. передачи можно повысить, увеличивая начальный угол подъема _w за счет изменения z₁ и q (см. п. 18.1.3). Для уменьшения энергозатрат при эксплуатации следует отдавать предпочтение несамотормозящим передачам (_w ).

Проектируя самотормозящую передачу, например для грузоподъемных устройств, нужно учитывать, что теоретически самоторможение наступает при _w= . Однако значение  в процессе эксплуатации не остается стабильным из-за вибраций, переменности нагрузок, деформаций, изменения свойств смазочных материалов и шероховатости поверхностей в результате износа. Влияние каждого из факторов трудно прогнозировать, поэтому для обеспечения самоторможения целесообразно принимать _w 2. При наличии вибраций определенной частоты даже это условие не всегда является достаточным и требуется проверка в реальных условиях.

18.1.11. Определяют по табл. 18.8 силы, действующие в зацеплении (рис. 18.2).

Таблица 18.8