0842 / metod_ukazania_RGR
.pdf
Ориентировочный шаг цепи
t 2,8 3
T1 Kэ / z1 [ p] m .
Коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации передачи:
Кэ = Кд Кр Ксм = 1,0 · 1,25 · 0,8 = 1,0 .
t 2,8 3
148,62 103 1/ 29 30 1,0 15,5 мм.
Дальнейший расчет производят по трем шагам t = 15,875; 19,05; 25,4 мм,
результаты которого сведены в таблицу 4.4.
На основе проведенных расчетов следует, что цепь с шагом t = 15,875 мм не выдерживает нагрузку по условиям износостойкости, т.к. рабочее удельное давление p = 37,02 МПа превышает допускаемое значение [р] = 31 МПа .
От цепи с шагом t =25,4 мм следует также отказаться, т.к. данная цепь зна-
чительно недогружена. При допускаемом запасе прочности [S] = 9,4, данная цепь имеет запас прочности S= 40,32 мм.
Из трех цепей следует выбрать цепь с шагом t = 19,05 мм. При этом следует учесть, что минимальное межосевое расстояние определяют главные условия,
чтобы угол обхвата целью малой звездочки был бы меньше 120 градусов.
Материал и темообработка целей имеет решающее значение для долговеч-
ности цепных передач. В зависимости от назначения пластины изготавливают-
ся из углеродистых и легированных сталей и термообрабатываются до твердо-
сти HRC40-50.
4.3 Конструирование звездочки цепной передачи На рисунке 4.1 приведен чертеж звездочки цепной передачи, который вы-
полняют в следующей последовательности:
41
Таблица 4.4- Результаты расчета приводной роликовой цепи
Параметр |
|
|
Расчетная зависимость |
|
|
|
|
Шаг цепи t, мм |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
15,875 |
19,05 |
25,4 |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
Скорость цепи, м/с |
|
|
V = z1 t1 n1/60 100 |
|
|
|
|
0,69 |
0,83 |
1,11 |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Межосевое |
рас- |
|
|
|
|
a = 40 t |
|
|
|
|
|
|
635 |
762 |
1016 |
||
стояние, мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Число звеньев цепи |
|
Lt =2a/t + 0,5(z1 + z2) + |
|
|
124 |
124 |
124 |
||||||||||
|
|
|
|
|
+ t(z1 – z2)2/4а 2 |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Длинна цепи, мм |
|
|
|
|
L = Lt t |
|
|
|
|
|
|
|
1968,5 |
2362,2 |
3149,6 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Расчетное |
межосе- |
a 0,25t Lt 0,5(z1 z2 ) |
|
|
|
|
|
|
866,06 |
1039,2 |
1385,70 |
||||||
вое расстояние, мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
. |
[L |
0,5(z |
|
2 |
|
|
- z ) |
2 |
/ 4 |
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
- z )] 8(z |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
t |
|
2 |
1 |
|
2 |
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Окружное |
усилие, |
|
|
Ft P /V |
|
|
|
|
|
|
2028,9 |
1686,7 |
1272,72 |
||||
Н |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Разрушающая |
на- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
22,7 |
31,8 |
60,0 |
|
грузка Q, kH |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Погонная масса це- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,0 |
1,9 |
2,6 |
||
пи q, кг/м |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Площадь |
опорной |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
54,8 |
105,8 |
179,7 |
|
поверхности |
шар- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
нира А, мм2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Удельное |
давление |
|
|
р = Ft Кэ/А |
[р] |
|
|
|
37,02 |
15,94 |
7,08 |
||||||
в шарнирах |
цепи/ |
|
|
|
|
|
не |
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
МПа |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
про- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ходит |
|
|
Усилие от провиса- |
|
|
Ff > g Kf q |
a |
|
|
|
|
|
116,19 |
212,06 |
||||||
ние цепи Ff, H |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Центробежная сила |
|
|
Fц = q |
V |
2 |
|
|
|
|
|
|
1,31 |
3,20 |
||||
Fц , H |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Общее усилие, Н |
|
|
F0 = Ft + Ff + Fy |
|
|
|
|
|
1804,2 |
1487,98 |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
Запас прочности |
|
|
S = Q/ F0 |
|
|
|
|
|
|
|
17,625 |
40,32 не |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
догру- |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
жена |
4.3.1 Выбирают масштаб изображения звездочки, устанавливают количест-
во проекций, формат чертежа, расстояние от полей чертежа до проекций и ме-
жду проекциями.
42
4.3.2Изображают проекции звездочки. Эта деталь цилиндрической формы
идля ее изображения достаточно одной проекции. Но у звездочки имеется шпоночный паз и для изображения ширины паза требуется изобразить вторую проекцию, не полностью, а лишь отверстие со шпоночным пазом.
4.3.3Выбирают базовую поверхность. В качестве базовой поверхности вы-
бирают посадочное отверстие на вал.
4.3.4 Проставляют размеры звездочек. Выноску размерных линий произво-
дят равномерно во все стороны от проекций, расстояния от деталей до размер-
ных линий и между размерными линиями принимают (6…8) мм.
4.3.5 Обозначают шероховатость поверхностей. Базовое отверстие имеет пониженную шероховатость 
Ra2,0 , которую достигают шлифованием. Боко-
вые поверхности шпоночного паза и торцы звездочки должны иметь шерохова-
тость |
Rа2,0 |
. Профиль зубьев звездочки имеет шероховатость |
, что дос- |
|
|
Rа2,0 |
тигают фрезерованием. Все другие поверхности, на которых не указана обра-
ботка, имеют одинаковую шероховатость, которая изображается в правом верхнем угле 
Rz 40( ) .
4.3.6 Проставляют предельные отклонения размеров. Размер базового от-
верстия 30 имеет отклонение Н7, ширина шпоночного паза 8 имеет отклоне-
ние Is9.
4.3.7 Указывают предельные отклонения форм и расположения поверхно-
стей. Допуск цилиндричности базового отверстия 30 не более 0,01 мм, т.е.
0,4δа (δа – допуск размера диаметра отверстия), допуск перпендикулярности торцов ступицы звездочки не более 0,05 мм.
4.3.8 Заполняют таблицу для изготовления и контроля звездочки:
Цепь ПР-19,05-2500 − приводная роликовая цепь с шагом t =19,05 мм, 2500 – разрушающая нагрузка (кг);
число зубьев z = 23 (zmin = 13);
смещение «е» назначают для свободного размещения ролика цепи во впа-
дине между зубьями звездочки :
43
e = 0,03 · t,
e = 0,03 · 19,05 = 0,57 мм;
класс точности цепной передачи для общего машиностроения по ГОСТ 591-
62 принимают – 2;
радиус впадин при диаметре ролика d1 = 11,91 мм: r = 0,5025 · d1 + 0,05 = 6,034 мм;
радиус сопряжения
r1 = 1,3025 · d1 + 0,05 = 15,56 мм;
радиус головки зуба:
r2 = d1(1,24 cos + 0,8 cos − 1,3025) − 0,05,
здесь − половина угла зуба:
= 17° − 64°/z1 = 14°13'12",
− угол сопряжения:
= 18° − 60°/z1 = 15°20'.
Поэтому
r2 = 11,91(1,24 cos 14°13'12" + 0,8 cos15°20' − 1,3025) − 0,05 = 7,94 мм;
половина угла впадин (рисунок 4.1):
= 55° − 60°/z1 = 52°20'.
4.3.9Заполняют основную надпись чертежа.
4.3.10Указывают на чертеже технические требования текстом: твердость материала звездочки, неуказанные предельные отклонения размеров.
Пластины цепи выполняют из среднеуглеродистых или легированных ста-
лей 45, 50, 40X, 40XH, 30XH3 и термообрабатывают до твердости HRC 40…50.
Оси и втулки изготавливают из цементируемых сталей 15, 20 15X, 20X, 12XH3
и термообрабатывают до твердости HRC 45…65.
44
Рисунок 4.1 – Звездочка цепной передачи
5 Зубчатые цилиндрические передачи
5.1 Расчет зубчатых цилиндрических передач Зубчатые передачи бывают закрытого и открытого исполнения. Закрытые
передачи работают в масленом резервуаре, а открытые - в условиях недоста-
точной смазки и подвержены воздействию влаги, пыли. В закрытых зубчатых передачах при длительной эксплуатации и больших давлениях между зубьями появляются усталостные трещины, в которые в зоне контакта под большим
45
давлением внедряется масло и происходит выкрашивание поверхности зубьев.
Поэтому главным критерием работоспособности закрытых зубчатых передач является контактная прочность.
Для открытых зубчатых передач критерием работоспособности является износостойкость. Поэтому расчет закрытых и открытых зубчатых передач име-
ет ряд отличительных особенностей.
Расчет зубчатых передач бывает проектный и проверочный. При проектном расчете по заданной нагрузке и материалу колес определяют габариты переда-
чи. При проверочном расчете по размерам и материалу зубчатых колес опре-
деляют рабочие напряжения, которые сравнивают с допускаемыми.
При выполнении расчетно-графической работы используют оба метода. Из условия контактной прочности зубьев определяют габариты передачи с после-
дующей проверкой прочности зубьев по напряжениям изгиба.
Расчет закрытых зубчатых цилиндрических передач производится в такой последовательности:
5.1.1 Определяют исходные данные для расчета передачи: крутящий мо-
мент на шестерне Тl , частоту ее вращения nl , передаточное число и, характер нагрузки и т.д.
5.1.2 Выбирают материал зубчатых колес. Шестерня имеет большее число циклов нагружения и меньшую толщину ножки зуба чем колесо, поэтому мате-
риал шестерни выбирается повышенной прочности, на 25...30 единиц Бринелля вышет вердости материала колеса. Наиболее распространѐнные материалы для изготовления зубчатых колес приведены в Приложении Б.
5.1.3 Определяют межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев
аw (u 1) 3 A2 T1 KН /[ н ]2 u ba ,
(5.1)
где А – коэффициент, учитывающий наклон зуба:
А = 310 – для прямозубой передачи; А = 270 – для косозубой передачи;
KН – коэффициент нагрузки:
46
KН = KНα · KН · KНv, |
(5.2) |
||
KНα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагруз- |
|||
ки между зубьями, KНα = 1,00…1,15; |
|
||
KН – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагруз- |
|||
ки по длине зуба, KН = 1,00…1,45; |
|
||
KНv – динамический коэффициент, KНv = 1,00…1,10; |
|
||
[ Н – допускаемое напряжение на контактную прочность: |
|
||
[ Н = Н limb · KHL / [S]Н , |
(5.3) |
||
Н limb – предел контактной выносливости при НВ < 350 |
|
||
Н limb = 2НВ + 70 , |
(5.4) |
||
при НRC 38…50 |
|
||
Н limb = 18НRC + 150 ; |
|
||
KHL – коэффициент долговечности: |
|
||
|
|
|
(5.5) |
KHL 6 NHO NHE , |
|||
NНО – базовое число циклов, при НВ < 200 NНО = 107; |
|
||
при НВ 200…500 NНО = 107…6 · 107; |
|
||
NНЕ – число циклов нагружения. При постоянной частоте вращения зубча-
тых колес: |
|
NНЕ = 60 · k · t · n, |
(5.6) |
где k – количество зацеплений зуба за один оборот колеса; |
|
t – срок службы колеса в часах; |
|
[S]H – коэффициент безопасности, [S]H = 1,1…1,3;
ψba – относительная ширина колеса, для редукторов ψba = 0,2…0,4. n – частота вращения колеса, мин–1;
Полученное межосевое расстояние необходимо округлить до ближайшего стандартного значения: аw = 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200 мм и т.д.
5.3.4. Модуль зацепления зубчатых колес
47
m = (0,01…0,02)аw . |
(5.7) |
Расчетный модуль округляют до ближайшего стандартного значения: |
|
m = 1,0;1,25;1,50;1,75; 2,0; 2,25; 2,50; 2,75; 3,0; 3,50; 4,0; 4,50; 6,0; 7,0 мм и |
|
т.д. |
|
5.1.5 Число зубьев шестерни и колеса |
|
z1 = 2аw /(и + 1), z2 = z1 · и. |
(5.8) |
5.1.6 Геометрические параметры зубчатых колес: |
|
диаметры делительных окружностей |
|
di = zi · m/cos , |
(5.9) |
диаметры окружностей выступов |
|
dаi = di + 2m , |
(5.10) |
диаметры окружностей впадин |
|
dfi = di – 2,5m , |
(5.11) |
ширина колеса |
|
b = ψba · аw , |
(5.12) |
где – угол наклона зуба, = 8…15 . |
|
5.1.7 Усилия в передаче: |
|
окружное |
|
Ft = 2Т1/d1, |
(5.13) |
радиальное |
|
Fr = Ft · tg , |
(5.14) |
осевое |
|
Fа = Ft · tg , |
(5.15) |
где – угол профиля исходного контура: = 20 . |
|
5.3.8 Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба |
|
F = Ft · Y · KF /(b · m) ≤ [ ]F , |
(5.16) |
48
где Y – коэффициент, учитывающий форму зуба, для зубчатых колес, выпол-
ненных без смещения, выбирают из таблицы 5.2;
KF – коэффициент нагрузки:
KF = KF · KFV , |
(5.17) |
|
KF – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагруз-
ки на длине зуба. В зависимости от твердости материалов зубчатых колес и расположения их относительно опор, KF = 1,00…1,72;
KF – коэффициент динамичности. В зависимости от скорости и твердости материалов зубчатых колес, KFV = 1,00…1,45;
[ ]F – допускаемое напряжение на изгиб:
[ ]F = H limb ·КHL / [S]F ; |
(5.18) |
H limb – предел контактной выносливости на сжатие материалов зубчатых
колес, H limb = 500…550 МПа; |
|
[S]F – коэффициент безопасности: |
|
[S]F = [S] F · [S] F ; |
(5.19) |
[S] F – коэффициент, учитывающий нестабильные свойства материалов зуб-
чатых колес, [S] F = 1,75…1,80;
[S] F – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки,
[S] F = 1,0…1,3. |
|
|
|
|
|
|
|
||||
Таблица 5. 1 - |
Зависимость коэффициента формы зуба от числа зубьев |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
z |
17 |
20 |
|
25 |
30 |
40 |
50 |
60 |
70 |
80 |
100 и более |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Y |
4,28 |
4,09 |
|
3,90 |
3,80 |
3,70 |
3,66 |
3,62 |
3,61 |
3,61 |
3,60 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
5.1.9 Проверка прочности зубьев при кратковременных перегрузках: по кон-
тактным напряжением |
|
|
Нmax = Н |
· (ТП/ТН)0,5 ≤ [ ]Н пр , |
(5.20) |
49
по напряжением изгиба |
|
Fmax = F · (ТП/ТН) ≤ [ ]F пр , |
(5.21) |
где H – контактные напряжения: |
|
Н = А · аw–1 · [(Т1 · KН · (и +1)3)/b · и]0,33 , |
(5.22) |
A – коэффициент, учитывающий наклон зуба, A = 310 – для прямозубой пе-
редачи, А = 270 – для косозубой передачи;
ТП – максимальный крутящий момент, который выбирают из характеристи-
ки электродвигателя (Приложение А, таблица А.1 );
ТН – номинальный крутящий момент: |
|
ТН = РН / Н , |
(5.23) |
РН – номинальная мощность электродвигателя; |
|
Н – номинальная угловая скорость: |
|
Н = · nдв /30 ; |
(5.24) |
nдв – номинальная частота вращения вала электродвигателя; |
|
[ ]Н пр – допускаемое предельное контактное напряжение: |
|
[ ]Н пр = 3,1 Т при НВ 350 и [ ]Н пр = 41,3 HRC при НВ > 350 4/; |
|
[ ]F пр – допускаемое предельное напряжение изгиба: |
|
[ ]F пр = 0,8 Т при НВ 350 и [ ]F пр = 0,6 в |
при НВ > 350 /4/; |
Т и в – пределы текучести и прочности материала зубчатого колеса.
5.2 Пример расчета косозубой цилиндрической передачи Рассчитать закрытую косозубую передачу при следующих данных: крутя-
щий момент на шестерне Т1= 125·103 Н·мм; частота вращения шестер-
ни
n1 = 1000 мин-1; передаточное число u = 5; срок службы механизма t =10000
ч; угол наклона зубьев = 10°; коэффициент кратковременной перегрузки
Тп /Tн = 1,4.
50