Ссср в качестве учебного пособия для учащихся машиностроительных специальностей техникумов москва машиностроение 1988 2 ббк 34. 41 К
 Скачать 5.95 Mb.
|
|
§ 7.2. КЛИНОРЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ Основные параметры резинотканевых клиновых ремней регламентированы ГОСТ 1284.1 - 80 - ГОСТ 1284.3 - 80 (табл. 7.7). Кинематическая схема передачи такая же, как и плоскоременной (см. рис. 7,1). К необходимым для проектирования клиноременной передачи данным относят расчетную передаваемую мощность Р, условия эксплуатации, частоту вращения ведущего шкива, передаточное отношение i = п 2 /п 1 . Диаметр меньшего шкива определяют по эмпирической формуле где Т вращающий момент, Н мм, по формуле (7.1); d 1 — в мм. Полученный результат округляют до стандартного значения, ноне меньше минимального d 1 , указанного в табл. 7.8. Диаметр вычисленный по формуле (7.3), округляют и уточняют передаточное отношение i. Межосевое расстояние назначают в интервале где Т - высота сечения ремня, указанная в табл. 7.7. Длину ремня определяют по формуле (7.7), округляют до стандартного значения, приведенного в примечании к табл. 7.7, и уточняют межосевое расстояние где L p — расчетная длина ремня w = 0,5 (d 1 + d 2 ); у = (d 2 + Угол обхвата меньшего шкива (7.25) (7.26) (7.27) (7.28) 115 Для выбора ремня по его сечению служит номограмма (рис. 7.3). Способы регулирования натяжения ремня представлены на рис. 7.4. 7.7. Клиновые ремни (по ГОСТ Обозначение сечения ремня, не менее l p W T o A L p L Масса одного метра, кг О А Б В ГДЕ 6 8 10,5 13,5 19,0 23,5 30,0 47 81 133 230 476 692 1172 400-2500 560-4000 800-6300 1800-10000 3150-14000 4500-18000 6300-18000 25 33 40 59 76 95 120 0,06 0,10 0,18 0,30 0,60 0,90 1,52 Примечания I. В графе А указана площадь поперечного сечении ремня, мм в графе L — разность между расчетной L p ивнутренней L ви длиной ремня. 2. Стандартный ряд длин L p : 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 2800; 3150; 3550; 4000; 4500; 5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000; 11200; 12500; 14000; 16000; 18000. 3. В технически обоснованных случаях допускаются промежуточные значения L p :425; 475; 530; 600; 670; 750; 850; 950; 1060; 1180; 1320; 1500; 1700; 1900; 2120; 2360; 2650; 3000; 3350; 3750; 4250; 4750; 5300; 6000; 6700; 7500; 8500; 9500; 10600; 11800; 13200; 15000; 17000. Условные обозначения ремней ремень сечения В с расчетной длиной L p = 2500 мм, с кордной тканью в несущем слое Ремень ВТ ГОСТ 1284 1-80; тоже, с кордшнуром: Ремень В Ш ГОСТ 1284.1-80 7.8. Номинальная мощность, Р , кВг, передаваемая одним клиновым ремнем (по ГОСТ 1284.3 —80 с сокращениями Сечение ремня длина L p , мм) d 1, мм i Частота вращения п , об/мин 400 800 950 1200 1450 1600 2000 О (1320) 71 1,2 1,5 3 0,22 0,23 0,23 0,39 0,40 0,42 0,45 0,46 0,48 0,54 0,56 0,58 0,63 0,66 0,68 0,69 0,71 0,73 0,82 0,84 0,87 80 1,2 1,5 3 0,26 0,27 0,28 0,47 0,49 0,50 0,55 0,56 0,58 0,66 0,68 0,71 0,77 0,80 0,82 0,84 0,86 0,89 ,0 1,03 1,06 100 1,2 1,5 3 0,36 0,37 0,38 0,65 0,67 0,70 0,75 0,78 0,80 0,92 0,95 0,98 1,07 1,11 1,14 116 1,20 1,24 1,39 1,43 1,48 116 112 1,2 1,5 3 0,42 0,43 0,44 0,76 0,78 0,81 0,88 0,91 0,94 1,07 1,10 1,14 1,25 1,29 1,33 1,35 1,40 1,44 1,61 1,66 1,72 А (1700) 100 1,2 1,5 3 0,50 0,52 0,53 0,88 0,91 0,94 1,01 1,05 1,08 1,22 1,25 1,30 1,41 1,45 1,50 1,52 1,57 1,62 1,65 1,71 1,76 125 1,2 1,5 3 0,71 0,74 0,76 1,28 1,32 1,36 1,47 1,52 1,57 1,77 1,83 1,89 2,06 2,13 2,19 2,22 2,29 2,36 2,42 2,50 2,58 160 1,2 1,5 3 1,00 1,03 1,07 1,81 1,87 1,93 2,09 2,15 2,22 2,52 2,60 2,69 2,92 3,02 3,11 3,14 3,24 3,35 3,61 3,53 3,64 180 1,2 1,5 3 1,16 1,20 1,24 2,10 2,17 2,24 2,43 2,51 2,59 2,93 3,03 3,12 3,38 3,50 3,61 3,63 3,75 3,87 3,94 4,07 4,19 Б (2240) 140 1,2 1,5 3 1,12 1,16 1,20 1,95 2,01 2,08 2,22 2,30 2,37 2,64 2,72 2,82 3,01 3,10 3,21 3,21 3,32 3,42 3,66 3,78 3,90 180 1,2 1,5 3 1,70 1,76 1,81 3,01 3,11 3,21 3,45 3,56 3,67 4,11 4,25 4,38 4,70 4,85 5,01 5,01 5,17 5,34 5,67 5,86 6,05 224 1,2 1,5 3 2,32 2,40 2,47 4,13 4,27 4,40 4,73 4.89 5,04 5,63 5,81 6,00 6,39 6,60 6,81 6,77 7,00 7,22 7,55 7,80 8,05 280 1,2 1,5 3 3,09 3,19 3,29 5,49 5,67 5,85 6,26 6,47 6,67 7,42 7,66 7,91 8, 30 8,57 8,84 8,69 8,97 9,26 9,20 9,50 9,80 Сечение ремня длина L p , мм) d 1 , мм Частота вращения п , об / мин 800 950 1200 1450 В (3750) 224 1,2 1,5 3 3,20 3,31 3,41 5,47 5,65 5,83 6,18 6,38 6,58 7,18 7,45 7,69 7,97 8,23 8,49 280 1,2 1,5 3 4,63 4,78 4,93 8,04 8,30 8,57 9,08 9,37 9,67 10,49 10,83 11,17 11,47 11 ,84 12,22 В (3750) 355 1,2 1,5 3 6,47 6,69 6,90 11,19 11,56 11,92 12,55 12,95 13,36 14,23 14,70 15,16 15,10 15,59 16,09 450 1,2 1,5 3 8,77 9,05 9,34 14,76 15,24 15,72 16,29 16,82 17,35 17,75 18,33 18,91 Г (6000) 400 1,2 1,5 3 12,25 12,64 13,04 19,75 20,40 21,04 21,46 22,16 22,86 22,68 23,42 24,16 560 1,2 1,5 3 20,27 20,93 21,59 31,62 32,65 33,68 33,21 34,30 35,38 117 710 1,2 1,5 3 27,23 28,12 29,01 39,44 40,73 42,02 38,90 40,17 41,44 Д (7100) 560 1,2 1,5 3 24,07 24,85 25,64 31,62 32,65 33,68 33,21 34.30 35,38 710 1,2 1,5 3 34,05 35,17 36,28 39,44 40,73 42,02 38,90 40,17 41,44 Рис. 7.3. Номограмма для выбора сечения клинового ремня Рис. 7.4. Способы регулирования натяжения ремней установки электродвигателя а – на салазках б – на шарнирной плите Необходимое для передачи заданной мощности Р число ремней здесь Р — мощность, кВт, допускаемая для передачи одним ремнем (табл. 7.8); C L — коэффициент, учитывающий влияние длины ремня (табл. 7.9); С р — коэффициент режима работы (табл. 710); С — коэффициент угла обхвата (7.29) 118 при о = 180160 140 120 100 90 С =1.00,95 0,89 0,82 0,83 0,68 0,56 С - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче при z = 2-3 4 — 6 св. 6 С = 0,95 0,90 0,85 Для удобства монтажа и эксплуатации передачи рекомендуется ограничивать если же по расчету получается z > 8, то следует увеличить и соответственно или перейти к большему сечению ремня. 7.9. Значения коэффициента С L для клиновых ремней по ГОСТ 1284.3—80, с сокращениями) L p , мм Сечение ремня О А Б В Г Д 400 500 560 710 900 1000 1250 1500 1800 2000 2240 2500 2800 3150 4000 4750 5300 6300 7500 9000 10000 0,79 0,81 0,82 0,86 0,92 0,95 0,98 1,03 1,06 1,08 1,10 1,30 — — — — — — — — — 0,79 0,83 0,87 0,90 0,93 0,98 1,01 1,03 1,06 1,09 1,11 1,13 1,17 — — — — — — 0,82 0,85 0,88 0,92 0,95 0,98 1,00 1,03 1,05 1,07 1,13 1,17 1,19 1,23 — — — 0,86 0,88 0,91 0,93 0,95 0,97 1,02 1,06 1,08 1,12 1,16 1,21 1,23 0,86 0,91 0,95 0,97 1,01 1,05 1,09 1,11 0,91 0,94 0,97 1,01 1,05 1,07 119 7.10. Значения С р клиноременных передач от двигателей переменного тока общепромышленного применения Режим работы кратковременная нагрузка, % от номинальной Типы машин С р при числе смен 1 2 3 Легкий 120 Конвейеры ленточные насосы и компрессоры центробежные токарные и шлифовальные станки 1,0 1,1 1,4 Средний 150 Конвейеры цепные элеваторы компрессоры и насосы поршневые станки фрезерные пилы дисковые 1,1 1,2 1,5 Тяжелый 200 Конвейеры скребковые, шнеки станки строгальные и долбежные прессы машины для брикетирования кормов деревообрабатывающие Очень тяжелый Подъемники, экскаваторы, молоты, дробилки, лесопильные рамы 1,3 1,5 1,7 Предварительное натяжение ветвей клинового ремня, Н где v - в мс, — коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Нс м при сечении О А Б В Г Д = 0,06 0,1 0,18 0,3 0,6 0,9 Значения остальных членов формулы те же, что ив формуле (7.29). Сила, действующая на валы, Н Рабочий ресурс ремней, ч он должен быть не меньше 5000 ч при легком режиме работы, 2000 ч — при среднем и 1000 ч — при тяжелом режиме работы. В формуле (7.32) N 0u - базовое число циклов для ремней сечением О и А Б, В и Г Д и Е N 0u 4,6 10 6 4,7 10 6 2,5 10 6 L p – расчетна ядлина ремням диаметр меньшего шкивам п – часота вращения, об/мин; -1 – предел выносливости для клиновых ремней -1 = МПа (7.30) (7.31) (7.32) 120 7.11. Алгоритм расчета клиноременной передачи В исходных данных содержатся передаваемая мощность Р, кBт, условия эксплуатации, тип двигателя — асинхронный. Р ном , кВт, синхронная частота вращения пс , об/мин, скольжения s, передаточное отношение i Определяемый параметр Расчетная формула Примечание 1. Частота вращения меньшего шкива, об/мин 2. Выбор сечения ремня Номограмма, рис. 7.3. 3. Вращающий момент Нм. Диаметр меньшего шкива, мм Округлить по табл. 7.7 и ГОСТ 17383-73 см. с. 120) Округлить по ГОСТ 17383-73 5. Диаметр большего шкивам. Передаточное отношение уточненное) 7. Межосевое расстояние, мм. в интервале То см. табл 8. Длина ремня, мм Округлить но табл. 7.7 9. Уточненное межосевое расстояние, мм 10. Угол обхвата, о. 12. Компоненты формулы 13. (7.29) 14. Р по табл. 7.8 C L по табл. 7.9. С р по табл. 7.10. Си Св пояснении к формуле (7.29) 15. Число ремней Округлить до целого числа 16. Натяжение ветви ремня, Н 17. Сила, действующая навал, Н 18. Рабочий ресурс передачи, ч Проверить условие Н Н требуемого) 121 7.12. Канавки шкивов клиноремнных передач (по ГОСТ 20889-80). Размеры, мм Ремень Размеры канавок Углы профиля канавок Сечение l p h h 0 f e 34 o 36 o 38 o 40 o О 8,5 7,0 2,5 8,0 12,0 63-71 80-100 112-160 180 А 11,0 8,7 3,3 10,0 15,0 90-112 125-160 180-400 450 Б 14,0 10,8 4,2 12,5 19,0 125-160 180-224 250-500 560 В 19,0 14,3 5,7 17,0 25,5 200-315 200-315 355-630 710 Г 27,0 19,9 8,1 24,0 37,0 - 315-450 500-900 1000 Д 32,0 23,4 9,6 29,0 41,5 - 500-560 630-1120 1250 Примечание. Ширина обода шкива В = (z – 1)e + 2f , где z - число ремней в передаче. max – максимальнок напряжение в сечении ремня, МПа, определяемое по формуле и С н – коэффициенты, имеющие те же значения, что ив пояснении к формуле (7.22). Последовательность расчера клиноременной передачи дана в табл. 7.11. Шкивы клиноременныхпередач выполняют из чугуна СЧ и СЧ а при 30 мс – из стали Лили алюминиевых сплавов. Расчетные диаметры шкивов назначают из стандартного ряда, приведенного нас. Конфигурация обода шкива и размеры канавок даны в табл. 7.12. Шероховатость рабочих поверхностей Ra 2,5 мкм. Шкивы диаметром до 300- 400 мм выполняют преимущественно дисковыми, большего диаметра — со спицами число их и форму определяют также, как и для шкивов плоскоремен- ных передач (см. § 7.1). § 7.3. ПЕРЕДАЧИ ПОЛИКЛИНОВЫМИ РЕМНЯМИ Поликлиновые ремни (см. эскиз табл. 7.13) состоят из плоской и профильной частей. В плоской части размещено несколько слоев прорезиненной ткани и ряд кордшнура из синтетических волокон. Профильная часть, образуемая продольными клиньями, состоит из резины. Обе части свулканизованы водно целое. Поликлиновые ремни предназначены для замены отдельных клиновых ремней или их комплектов с целью сокращения габаритов. При передаче одинаковой мощности ширина поликлинового ремня может быть примерно в два раза меньше, чему комплекта клиновых ремней. Ремень сечения К применяют вместо клиновых ремней сечений О и А для передачи момента Т Нм ремень сечения Л - вместо клиновых ремней А, Б и В для передачи момента Т = 18 400 Нм ремень сечения М вместо клиновых ремней В, Г, Д и Е для передачи момента Т > 130 Нм (где Т – момент на быстроходном валу. Если могут быть применены ремни двух сечений, предпочтение следует отдавать ремню с меньшим сечением. В табл. 7.13 приведены размеры сечений поликлиновых ремней, их длины и числа клиньев z. Рекомендуют применять ремни счетным числом клиньев. Размеры обода шкивов для поликлиновых ремней приведены в табл. 7.14. Там же помещены расчетные диаметры D и указаны наименьшие диаметры шкивов для ремней разных сечений. Табл. 7.13. и 7.14. составлены по РТМ 38- 40528-74. 7.13. Поликлиновые ремни Размеры, мм = 40 о Сечение ремня t H r 1 r 2 h КЛ М 2,4 4.8 9,5 4,0 9,5 16,7 0,1 0,2 0,4 0,4 0,7 1,0 2,35 4,85 10,35 Примечания. 1. Расчетные длины L ремней 400, (425), 450, (475), 500, (530), 560, (600), 630, (670), (710), (750), 800, (850), 900, (950), 1000, (1060),. 1120, (1180), 1250, (1320), 1400, (1500), 1600, (1700) , 1800, (1900), 2000, (2120), 2240, (2360), 2500, (2650), 2800, (3000), 3150, (3350), 3550, (3750), 4000, (4250), 4500, (4750), 5000, (5300), 5600, (6000). В скобках указаны нерекомендуемые длины ремней. 2. Расчетная длина ремней - это длина его на уровне центра расположения кордшнура, находящегося на расстоянии. Разность между расчетной н наружной длиной ремня 6,3 мм — для ремней сечения К 15,1 мм — для ремней сечения Ли мм — для ремней сечения М. 3. Число клиньев z и диапазон длин L ремней Число клиньев Сечение ремней КЛ М z рекомендуемое 2 - 36 4 - 20 2 - 20 z предельное 36 50 50 Диапазон длин L 400 - 2000 1250 - 4000 2000 - 6000 4. Пример условного обозначения ремня 2500 Л 16 РТМ 38-40528-74, где 2500 – расчетная длина, мм, Л- сечение ремня и 16 – число клиньев. 123 7.14. Шкивы для поликлиновых ремней Размеры, мм Сечение ремня t e t E r 1 r 2 s КЛ М 2,4 4,8 9,5 3,30 6,60 13,05 2,35 4,85 10,35 0,3 0,5 0,8 0,2 0,4 0,6 3,5 5,5 10,0 2,0 4,8 7,0 Примечания. Расчетные диаметры D шкивов 25, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 335, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000. 2. За расчетный диаметр D принимают диаметр окружности на уровне центра расположения кордшну- ра. Наружный диаметр шкива D H =D — 2 3. Диапазон расчетных диаметров шкивов 25 — 500 — для ремней сечения К 80 – 800 — для ремней сечения Ли для ремней сечения М. Графики (рис. 7.5 — 7.7) предназначены для определения необходимого числа клиньев. Исходными данными для расчета передач поликлиновыми ремнями являются передаваемая мощность Р, передаточное отношение i и коэффициент режима работы Кр, значения которого для различных машин приближенно совпадают со значениями коэффициента С р , приведенными в табл. 7.4. Рекомендуемые величины межосевых расстояний а в зависимости от передаточного отношения i: i ………. 1 2 3 4 5 6 7 и более a/d 1 …… 1,5 2 2,5 3 3,5 4 4,5 Диаметр меньшего шкива выбирают последующей приближенной зависимости и округляют по стандарту (см. табл. 7.14). В этой формуле момент Т в Н мм, диаметр d 1 — в мм. Ниже приведены значения начальных натяжений на один клин поликли- новых ремней. Сечение ремня ... ……………. КЛ МН Пример. Рассчитать передачу поликлиновым ремнем к поршневому компрессору, работающему вдве смены. Дано передаваемая мощность Р = 70 кВт, частота вращения п = 1300 об/мин и п = 400 об/мин. (7.33) 124 Рис. 7.5. Номограмма дли определения числа клиньев ноликлинового ремня сечением К Рис. 7.6. Номограмма для определения числа клиньев поликлинового ремня сечением Л Решение. Коэффициент режима работы по табл. 7.4. для поршневого компрессора с учетом работы в две смены Кр = 0,8. 2. Расчетный момент на быстроходном валу 125 3. При значении момента 643 Нм в соответствии с рекомендацией принимаем ремень сечения М. 4. Диаметр меньшего швика по формуле (7.33) Рис. 7.7. Номограмма для определения числа клиньев поликлинового ремня сечением М По табл. 7.14. принимаем ближайший d 1 = D – 250 мм. 5. Скорость ремня 6. Диаметр ведомого шкива По табл. 7.14. принимаем d 2 = 800 мм. 7. Передаточное число 126 8. Определяем необходимое число клиньев (см. рис. 7.7). Из точки оси абсцисс v = 17 мс проведем вертикаль до пересечения с кривой d 1 = 250 мм. Из полученной точки проведем горизонталь до пересечения с кривой мощности Р = 70 кВт (точка отмечена между кривыми 60 и 80 кВт. Затем из полученной точки проведем опять вертикаль до пересечения с линией i = 3.2. Далее проведем горизонталь до пересечения с прямой Кр = 0,8. Из последней точки проведем вертикаль, которая пересечет ось абсцисс в точке z = 17,8. 9. Примем окончательно четное число клиньев z = 18. При i = 3,2 межосевое расстояние а 2,6d 1 = 2,6 250 = 650 мм. Длина ремня по формуле (7.71 Принимаем по табл. 7.13 L=3150 мм. Условное обозначение ремня 3150 М 18 РТМ 38-40528-74. 12. Межосевое расстояние, выверенное по принятой длине ремня. 13. Угол обхвата на малом шкиве 14. Усилие, действующее навал. где 2S 0 — см. с. 142. 15. Ширина шкивов (см. табл. 7.14) § 7.4. ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ В приводах общего назначения, разрабатываемых в курсовых проектах, цепные передачи применяют в основном для понижения частоты вращения приводного вала. Наиболее pacnpocтранены для этой цели приводные роликовые цепи однорядные (ПР) и двухрядные (2 ПР, показанные на рис. 7.8 и 7.9; технические данные их приведены в табл. 7.15 и 7.16. Цепи специальные - усиленные (ПРУ, длиннозвенные (ЦПРД), с изогнутыми пластинами (ПРИ, а также многорядные цепи нормального исполнения в курсовых проектах обычно не фигурируют поэтому и технические характеристики, регламентированные ГОСТ 13568 — 75, здесь не приводятся. Рис. 7.8. Цепь роликовая однорядная 1 – соединительное звено 2 – переходное звено Рис. 7.9. Цепь роликовая двухрядная. Цепи приводные роликовые однорядные ПР см. рис. 7.8) (по ГОСТ 13568-75*) Размеры, мм t B вн d d 1 h b Q, кН q, кг/м А оп , мм 9,525 12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 38,1 44,45 50,8 5,72 7,75 9,65 12,7 15,88 19,05 25,4 25,4 31,75 3,28 4,45 5,08 5,96 7,95 9,55 11,12 12,72 14,29 6,35 8,51 10,16 11,91 15,88 19,05 22,23 25,4 28,58 8,5 11,8 14,8 18,2 24,2 30,2 36,2 42,4 48,3 17 21 24 33 39 46 58 62 72 9,1 18,2 22,7 31,8 60,0 88,5 127,0 172,4 226,8 0,45 0,75 1,0 1,9 2,6 3,8 5,5 7,5 9,7 28,1 39,6 54,8 105,8 179,7 262 394 473 646 Прич е чаи и я : 1 Стандарт не распространяется нацепи для буровых установок. 2. Параметр А оп , мм , означает проекцию опорной поверхности шарнира. Для цепей ПР А оп = 0,28t 2 за исключением цепи с шагом 15,875. для которой А оп = 0,22 t 2 , и цепей с шагом 9,525 и 12,7 для которых А оп = 0,31 Шаг цепи t измеряют под нагрузкой, равной 0,01Q, где Q - разрушающая нагрузка, q - масса одного метра цепи. 3. Допускается снижение Q переходных звеньев на 20%. 128 7.16. Цепи приводные роликовые двухрядные ПР см. рис. 7.9) (по ГОСТ 13568-75*) Размеры, мм t B вн d d 1 h b А Q, кН q, кг/м А оп , мм 12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 38,1 44,45 50,8 7,75 9,65 12,70 15,88 19,05 25,4 25,4 31,75 4,45 5,08 5,96 7,95 9,55 11,12 12,72 14,29 8,51 10,16 11,91 15,88 19,05 22,23 25,4 28,58 11,8 14,8 18,2 24,2 30,2 36,2 42,4 48,3 35 41 54 68 82 104 110 130 13,92 16,59 25,50 29,29 35,76 45,44 48,87 58,55 31,8 45,4 72,0 113,4 177,0 254,0 344,8 453,6 1,4 1,9 3,5 5,0 7,3 11,0 14,4 19,1 105 140 211 359 524 788 946 1292 Примечание. Обозначения такие же, как ив табл. 7.15; дополнительный размер А — расстояние между плоскостями, проходящими через середины, роликов первого и второго рядов цени. При проектировании цепных передач следует избегать больших углов (>45°) между линией, соединяющей центры звездочек, и горизонтальной линией. Ведущую ветвь располагают, как правило, сверху. В передачах с большими углами подъема следует предусматривать натяжные устройства. Рис. 7.10. Схема цепной передачи Схема простой цепной передачи с двумя звездочками представлена на рис. 7.10. Главный параметр цепи — ее шаг t; остальные геометрические параметры передачи выражают в зависимости от шага рекомендуемое оптимальное межосевое расстояние a = (30 50) t: наибольшее a max 80t; наименьшее a min 0,6 (D e1 + D e2 ) + (30 50) мм делительный диаметр звездочки (7.34) 129 где z - число зубьев звездочки и D e2 — наружные диаметры звездочек, определяемые по ГОСТ 592 — 81: где ---------- d 1 - диаметр ролика (см. табл. 7.15). Число зубьев малой звездочки — рекомендуемое (оптимальное) z 1 = 31 — и, где (u = z 2 / z 1 — передаточное число. При скорости цепи до 1 мс допустимое минимальное значение z 1 11. Число зубьев большей звездочки z 2 = z 1 u, ноне больше 120 во избежание соскакивания цепи. Число звеньев цепи где 7.17. Допускаемые значения частоты вращения п, об/мин, малой звездочки для приводных роликовых цепей нормальной серии ПР и ПР (при z 15) t, мм п, об/мин t, мм п, об/мин 12,7 15,875 19,05 25,4 1250 1000 900 800 31,75 38,1 44,45 50,8 630 500 400 300 Примечание. Для передач, защищенных от пыли, при спокойной работе и надежном смазывании допускается увеличение п на 30%. Полученное значение L t , округляют до целого числа, желательно четного, после чего уточняют межосевое расстояние Для свободного провисания цепи предусматривают возможность уменьшения а на 0,2 — 0,4%. Средняя скорость цепи, мс где t — в мм, n 1 — в об/мин. Для открытых передач v 7 мс. Допускаемая частота вращения меньшей звездочки n 1 , об/мин, приведена в табл. 7.17. (7.35) (7.36) (7.37) 130 Расчет цепной передачи приводными роликовыми цепями. Главный параметр передачи — шаг цепи, мм, определяют из условия где Т — вращающий момент навалу меньшей звездочки, Н мм: z 1 — число зубьев той же звездочки р — допускаемое давление, приходящееся на единицу проекции опорной поверхности шарнира, МПа (численно равное Н/мм 2 ); значения р даны в табл. 7.18; т — число рядов цепи К э — коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи он равен произведению шести коэффициентов где д — динамический коэффициент при спокойной нагрузке д = 1, при ударной его принимают в зависимости от интенсивности ударов от 1,25 до 2,5; а учитывает влияние межосевого расстояния при а = (30 50)t принимают а =1; 7.18. Допускаемое давление в шарнирах цепи р, МПа при z 1 = 17) n 1, об/мин Шаг цепи, мм 12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 38,1 44,45 50,8 50 100 200 300 500 750 1000 1250 46 37 29 26 22 19 17 16 43 34 27 24 20 17 16 15 39 31 25 22 18 16 14 13 36 29 23 20 17 15 13 12 34 27 22 19 16 14 13 - 31 25 19 17 14 13 - - 29 23 18 16 13 - - - 27 22 17 15 12 - - - Примечания 1. Если z 1 17, то табличные значения р умножают на k z = 1 + 0,01 (z 1 - 17). 2. Для двухрядных цепей значения [р]уменьшают на 15%. при увеличении а снижают а на 0,1 на каждые 20t сверх a = 50t: при а 25t принимают ан учитывает влияние наклона цепи при наклоне дон при наклоне свыше 60° н =1,25, но при автоматическом регулировании натяжения цепи принимают н = 1 при любом наклоне k p принимают в зависимости от способа регулирования натяжения цепи при автоматическом регулировании р = 1, при периодическом р = 1,25; м принимают в зависимости от способа смазывания цепи при картерной смазке м 0,8; при непрерывной смазке м = 1; при периодической м = 1,3 1,5; п учитывает периодичность работы передачи п = 1 при работе в одну смену, при двухсменной п = 1,25; при трехсменной п = 1,5. (7.38) 131 Так как величина р, входящая в формулу (7.38), зависит от определяемого главного параметра — шага цепи (см. табл. 7.18), то задачу решают методом последовательных приближений предварительно принимают ориентировочное значение р в соответствии с предполагаемым значением i, затем определяют, окрукляют его до стандартного значения (ближайшего большего) и уточняют значение расчетного р, определяемого из выражения где F t — окружная сила К э — коэффициент, указанный выше А оп — проекция опорной поверхности шарнира (см. табл. 7.15 и 7.16). Вычисленное значение р не должно превышать допускаемого р. Если это условие не выполнено, то следует просчитать варианты - с цепью большего шага или с двухрядной цепью. Если расчетное значение р окажется значительно меньше р, то следует просчитать варианты с цепями меньшего шага. Такие расчеты целесообразно выполнять с помощью ЭВМ. Вычислив параметры передачи по формулам (7.34) — (7.37), проверяют выбранную цепь на прочность, определяя коэффициент запаса прочности где Q — разрушающая нагрузка, Н (в табл. 7.15 иона приведена в кН, поэтому следует умножить табличное значение на 10 3 ); F t - окружная сила д - динамический коэффициент, указанный выше F t = qv 2 — центробежная сила F t = 9,81 k f qa — сила от провисания цепи, Н k f — коэффициент, учитывающий расположение цепи при горизонтально расположенной цепи k f = 6; при наклонной (под 45°) k f = 1,5; при вертикальной k f = 1]. Расчетный коэффициент запаса прочности s должен удовлетворять условию s [s], где [s] — нормативный коэффициент по табл. 7.19. 7.19. Нормативные коэффициенты запаса прочности [s] приводных роликовых цепей нормальной серии ПР и ПР n 1, об/мин Шаг цепи, мм 12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 38,1 44,45 50,8 50 100 300 500 750 1000 1250 7,1 7,3 7,9 8,5 9,3 10,0 10,6 7,2 7,4 8,2 8,9 10,0 10,8 11,6 7,2 7,5 8,4 9,4 10,7 11,7 12,7 7,3 7,6 8,9 10,2 12,0 13,3 14,5 7,4 7,8 9,4 11,0 13,0 15,0 - 7,5 8,0 9,8 11,8 14,0 - - 7,6 8,1 10,3 12,5 - - - 7,6 8,3 10,8 - - - - (7.39) (7.40) 132 Пример. Рассчитать передачу приводной роликовой цепью (см. рис. 1.1). Исходные данные цепная передача расположена между редуктором и скребковым конвейером. Передаваемая мощность Р = 10 кВт. Частоты вращения ведущей звездочки п 360 об/мин, ведомой п = 115 об/мин. Угол между линиями центров и горизонтальной 45°; смазывание периодическое, работа в одну смену. Порядок расчета 1. Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТ 13568-75) и определяем шаг ее по формуле (7.38); предварительно вычисляем величины, входящие в эту формулу а) вращающий момент навалу ведущей звездочки б) коэффициент в соответствии с исходными данными принимаем д = 1,25 (передача к скребковому конвейеру характеризуется умеренными ударами k a = 1 так как следует принять ан (так как угол наклона цепи о k p = 1,25 (регулирование натяжения цепи периодическое см 1,5 (смазывание цепи периодическое k n = 1 (работа в одну смену. Следовательно, К э = 1,25 • 1,25 • 1,5 = 2,33: в) числа зубьев звездочек ведущей здесь передаточное число ведомой г) среднее значение р принимаем ориентировочно по табл. 7.18: р = 20 МПа число рядов цепи т = 1; д) по формуле (7.38) находим шаг цепи 133 По табл. 7.15 принимаем ближайшее большее значение t = 31,75 мм проекция опорной поверхности шарнира А оп = 262 мм разрушающая нагрузка Q = 88,5 кН; q = 3,8 кг/м. 2. Проверяем цепь по двум показателям а) по частоте вращения — по табл. 7.17 допускаемая для цепи с шагом t = 31,75 частота вращения [n 1 ] = 630 об/мин, условие n 1 [n 1 ] выполнено б) подавлению в шарнирах — по табл. 7.18; для данной цепи при 360 об/мин значение р = 18,1 МПа, ас учетом примечания к табл. 7.18 р 18,1 [1 + 0,01 (25 - 17)] = 19,6 МПа расчетное давление по формуле (7.39) здесь где Условие р р выполнено. 3. Определяем число звеньев цепи по формуле (7.36); предварительно находим суммарное число зубьев поправка по формуле (7.36) Округляем до четного числа L t = 134. 4. Уточняем межосевое расстояние по формуле (7.37) Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния нате. на 1273-0,004 5 мм. 5. Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле (7.34): 134 ведущей ведомой 6. Определяем диаметры наружных окружностей звездочек no формуле ведущей здесь d 1 - диаметр ролика цепи по табл. 7.15 d 1 = 19,05 мм ведомой 7. Определяем силы, действующие на цепь окружная F t = 2100 Н (вычислена выше. см. п. 2. б центробежная F v = qv 2 = 3,8 4,76 2 = 86 Нот провисания цепи F f = 9,81 k f qa = 9,81 • 1,5 • 3,8 • 1,27 = 71 Н расчетная нагрузка на валы в = F t + 2F f = 2100 + 2 • 71 = 2242 Н. 8. Проверяем коэффициент запаса прочности s по формуле (7.40) Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 [s] = 10,1; условие s [s] выполнено. Цепь приводная зубчатая показана на рис. 7.11, ее параметры приведены в табл. 7.20. Диаметры окружностей звездочек делительной 135 наружной Рис. 7.11. Цепь зубчатая с шарнирами качения 7.20 Цепи зубчатые с односторонним зацеплением по ГОСТ 13552-81) Обозначения по рис. 7.11. Размеры, мм Общие параметры цепи b b 1 b 2 Q, кН q, кг/м t = 12,7 h = 13,4; h 1 = 7,0; s = 1,5; w = 4,76 22,5 28,5 34,5 40,5 46,5 52,5 28,5 34,5 40,5 46,5 52,5 58,5 31,5 37,5 43,5 49,5 55,5 61,5 26 31 36 42 49 56 1,31 1,60 2,00 2,31 2,70 3,00 t = 15,875; h = 16,7 h 1 = 8,7 s = 2,0; w = 5,95 30,0 38,0 46,0 54,0 62,0 70,0 38,0 46,0 54,0 62,0 70,0 78,0 41,0 49,0 57,0 63,0 73,0 81,0 41 50 58 69 80 91 2,21 2,71 3,30 3,90 4,41 5,00 t= 19,05; h = 20,1 ; h 1 = 10,5; s = 3,0; w = 7,14 45,0 57,0 69,0 81,0 93,0 54,0 66,0 78,0 90,0 102,0 56,0 68,0 80,0 92,0 104,0 74 89 105 124 143 3,90 4,90 5,91 7,00 8,00 t = 25,4; h = 26,7; h 1 = 13,35; s = 3,0; w = 9,52 57,0 75,0 93,0 111,0 66,0 84,0 102,0 120,0 68,0 86,0 1040 122,0 101 132 164 196 8,40 10,80 13,20 1 5,40 136 t = 31,75 h = 33,4; h 1 = 16,7: s = 3,0; w = 11,91 75,0 93,0 111,0 129,0 85,0 103,0 121,0 139,0 88,0 106,0 124,0 142,0 166 206 246 286 14,35 16,55 18,80 21,00 Примечание- разрушающая нагрузка, кН : q — масса одного метра цепи, кг/м. Пример условного обозначения зубчатой цепи типа 1 (с односторонним зацеплением) с шагом t = 15,875, Q = 69 кН, b = 54 мм Цепь ПЗ-1-15, 875-69-54 ГОСТ 13552-81 Числа зубьев звездочек z 1 = 37 — и ноне меньше 17), z 2 = z 1 (ноне больше 140): здесь Параметры цепной передачи – межосевое расстояние а, длину цепи L — определяют по формулами. Силы, действующие в передаче, определяют также, как ив случае передачи роликовыми цепями см. формулу (7.40) и пояснения к ней. Главный параметр зубчатой цени – ее ширину в мм, определяют по формуле Здесь Р — передаваемая мощность, кВт коэффициент К э имеет тоже значение, что ив передаче роликовой цепью см. формулу (7.38) и пояснения к ней [P 10 ] — мощность, кВт, допускаемая для передачи зубчатой цепью шириной 10 мм см. табл. 7.21). Так как значения Р приведены в таблице в зависимости от шага и скорости v, а вначале расчета эти величины неизвестны, то приходится выполнять расчет методом последовательных приближений принимая предварительно ориентировочное значение шага t, находят скорость цепи по этим величинам определяют из табл. 7.21 значение [Р 10 ]и вычисляют по формуле (7.41) ширину цепи b. Полученный результат округляют до ближайшего большего значения по табл. 7.20. Оптимальные результаты могут быть получены на основе просчета ряда вариантов на ЭВМ с различными сочетаниями величин t, z 1, при этом исходные данные (Р, n 1, n 2 , условия монтажа и эксплуатации) не должны, как правило, изменяться. 7.21. Значения Р, кВт, для приводных зубчатых цепей типа 1 (одностороннего зацепления) условной шириной 10 мм t, мм Скорость цепи v, мс 1 2 3 4 6 8 10 12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 0,8 1,0 1,2 1,6 2,0 1,0 1,3 1,6 2,1 2,6 1,3 1,6 1,9 2,6 3,2 1,6 2,1 2,5 3,4 4,2 2,0 2,5 3,0 4,0 5,1 2,35 3,0 3,5 4,6 5,9 (7.41) 137 7.22. Нормативный коэффициент запаса прочности s приводных зубчатых цепей типа 1 (с односторонним зацеплением t, мм Частота вращения меньшей звездочки n 1 обмин 50 100 200 300 400 500 600 800 1000 12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 20 20 21 21 21 21 21 22 22 22 22 22 23 24 25 23 24 24 26 26 24 25 26 28 30 25 26 28 30 32 26 27 29 32 35 28 30 32 36 40 30 32 35 40 - Расчет заканчивается определением геометрических параметров передачи, нагрузок, действующих в ней, проверкой коэффициента прочности цепи — аналогично тому, как это изложено выше в расчете передачи приводными роликовыми цепями, стем, однако, отличием, что расчетный коэффициент прочности должен быть не меньше нормативного [s], указанного в табл. 7.22. 138 ГЛАВА VIII ВАЛЫ § 8.1. НАГРУЗКИ ВАЛОВ В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы. В цилиндрической прямозубой передаче силу в зацеплении одной пары зубьев раскладывают на две взаимно перпендикулярные составляющие (риса окружную силу и радиальную Здесь F 1 ив Н Р — передаваемая мощность, Вт v — окружная скорость, мс — угол зацепления. В цилиндрической косозубой передаче силу в зацеплении раскладывают натри составляющие (рис. б окружную F t определяемую по формуле (8.1); радиальную осевую Здесь — гол зацепления в нормальном сечении — гол наклона зубьев. В цилиндрической шевронной передаче риса) осевые силы, действующие на каждую половину шеврона, уравновешиваются. Радиальную и осевую силы определяют также, как и для косозубой передачи. В конической прямозубой передаче рис. 8.2) окружная сила (8.1) (8.2) (8.3) (8.4) (8.5) 139 Рис. 8.1. Силы в зацеплении цилиндрических Рис. 8.2. Силы в зацеплении зубчатых колес конических прямозубых колеса прямозубых;б – косозубых; в – шевронных где v ср — окружная скорость на среднем диаметре зубчатого колесам с Р — передаваемая мощность, Вт ; радиальная силана шестерне и осевая на колесе F a2 равны, но направлены в противоположные стороны F r1 = F a2 = F t tg sin 2 ; (8.6) аналогично осевая силана шестерне F a1 равна радиальной силе на колесе F r2 : F a1 = F r2 = F t tg sin 1 ; (8.7) здесь 1 иглы при вершинах начальных конусов они связаны с передаточным числом и зависимостью tg 2 = ctg 1 = и. (8.8) В передачах коническими колесами с косыми или криволинейными зубьями окружную силу F t определяют по формуле (8.5); радиальная силана шестерне F r1 равна вой силе на колесе F a2 : осевая силана шестерне F a1 равная радиальной силе на колесе F r2 : Здесь угол наклона линии зуба в середине ширины зубчатого венца знак перед вторым слагаемым в скобках выбирают по табл. 8.1. Если F al получится со знаком минус, го вектор этой силы следует направить к вершине конуса. При положительном значении силы ее вектор надо направить от точки контакта зубьев к центру шестерни. Вектор должен быть направлен противоположно вектору F al , а вектора противоположно вектору В червячной передаче (рис. 8.3) окружная силана червяке и осевая на колесе F а2 равны, но противоположно направлены : Такое же соотношение окружной силы на колесе и осевой силы на червяке Радиальные силы Здесь Т и Т – вращающие моменты на валах соответственно червяка и колеса, Н мм; d 1 и d 2 – делительные диаметры червяка и колеса, мм. 8.1. Выбор знаков перед вторым слагаемым в формулах (8.9) и (8.10) Направление вращения шестерни (если смотреть со стороны основания конуса к его вершине) Направление наклона зуба Знак перед вторым слагаемым в формуле (8.9) (8.10) Почасовой стрелке Правое Левое + + Прочив часовой сфе.ткм Правое Левое + + Рис. 8.3. Силы в зацеплении червячной пары Временной передаче нагрузкана валы в равна геометрической сумме натяжений F 1 и ветвей ремня при угле обхвата меньшего шкива о принимают здесь F 0 = А, где 0 - напряжение от предварительного натяжения ремней А — площадь поперечного сечения ремня (в случае клиноременной передачи — площадь поперечного сечения всех ремней рассчитываемой передачи. В цепной передаче нагрузка на валы звездочек, направленная по линии центров звездочек, (8.11) (8.12) (8.13) (8.14) (8.15) 141 где F t — окружная силана звездочке k f — коэффициент, учитывающий влияние провисания цепи q — масса одного метра цепи, кч/м; значения и q приведены в гл. VII; а — межосевое расстоянием. При расчете валов редукторов общего назначения следует учитывать возможные консольные нагрузки к, приложенные в середине посадочной части вала. По ГОСТ 16162-78 для быстроходного вала одноступенчатого зубчатого редуктора при вращающемся моменте Т Б 25 Нм консольная нагрузка, Н, ; при Т Б 25 до Т Б 250 Нм Такое же значение F кБ принимают и для быстроходного вала червячного редуктора. Для тихоходного вала при Т т 250 Нм консольная нагрузка |