книги из ГПНТБ / Зиновьев, Владимир Андреевич. Детали машин учебник для немеханических специальностей высших технических учебных заведений
.pdf$ 15. Ременные передачи |
189 |
и по таблице определяется коэффициент к^.
а°.............................. |
180 |
170 |
160 |
150 |
140 |
130 |
120 |
110 100 90 80 |
|||
. |
1,00 |
0,98 |
0,95 |
0,92 |
0,89 |
0,86 |
0,83 |
0,79 |
0,74 |
0,68 |
0,62 |
10. Определяется по стандартной таблице коэффициент ki (в учеб
ных расчетах можно |
принимать |
кг |
0,7). |
|
кет, |
передаваемая |
||||
11. Определяется по табл. |
9 |
мощность TVo в |
||||||||
ремнем в зависимости от сечения, скорости и диаметра DM меньшего |
||||||||||
шкива. |
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 9 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Мощность в кет, передаваемая клиновыми ремнями, в зависимости |
||||||||||
от скорости и сечения ремня и величины диаметра |
меньшего шкива |
|||||||||
Сечение рем |
Диаметр DM |
|
|
|
Скорость ремня |
в м/сек |
|
|
||
ня по ГОСТу |
меньшего |
|
2 |
3 |
* |
5 |
10 |
25 |
||
1284-57 |
шкива в мм |
1 |
||||||||
О |
71 |
0,08 |
0,15 |
0,21 |
0,27 |
0,33 |
0,66 |
1,09 |
||
80 |
0,09 |
0,17 |
0,24 |
0,31 |
0,38 |
0,74 |
1,27 |
|||
|
90 |
0,10 |
0,19 |
0.26 |
0,34 |
0,42 |
0,82 |
1,38 |
||
|
90 |
0,13 |
0,24 |
0,36 |
0,47 |
0,59 |
1,04 |
1,20 |
||
А |
100 |
0,15 |
0.28 |
0,41 |
0,54 |
0,66 |
1,18 |
1,56 |
||
112 |
0,17 |
0,32 |
0,46 |
0,60 |
0,74 |
1,32 |
1,88 |
|||
|
||||||||||
|
125 |
0,20 |
0,36 |
0,52 |
0,67 |
0,81 |
1,47 |
2,21 |
||
|
125 |
__ |
0,43 |
0,63 |
0,83 |
1,02 |
1,84 |
2.29 |
||
Б |
140 |
— |
0,48 |
0,70 |
0,91 |
1,12 |
2,06 |
2.75 |
||
160 |
— |
0,53 |
0,77 |
1,01 |
1.25 |
2,23 |
3,52 |
|||
|
180 |
— |
0,58 |
0,83 |
1,08 |
1,32 |
2,41 |
3,98 |
12.Определяется число ремней по формуле (139).
Пример 1. Рассчитать плоскоремепную передачу по следующим данным: ремень прорезиненный; передаваемая мощность N = 10 л. с.; число оборотов меньшего ведущего шкива п = 1450 об/мин; передаточное число i = 3 (сколь жения ремня пе учитывать); коэффициент Со = 1 (передача открытая); коэффи
циент С3 = 0,7; |
межосевое расстояние |
I = 2,4 м: |
Приняв d |
1 (наибольшее допустимое), а = 25 кГ/см2 и W = 100 кГ^м2 |
|
(по справочным данным), получаем |
|
|
|
1 |
= 22,5 .кГ* /см |
|
к0 = 25 — 100 |
Производим вычисления, необходимые для определения величины попереч ного сечения ремня:
/V = Ю л. с. = 10 • 75 кГм/сек = 75 000 кГсм/сек\
л Dn л £>1450 ,
= .--------- =-------------= 761> см сек-. 60 60
190 |
Передачи вращательного |
движения |
||||
|
|
п |
75 000 |
990 |
,, |
|
. |
Р |
= |
990 |
= |
63 |
|
|
“ к |
~ 76-D22.5 • 1 |
■ С\С20,7 |
CxC2D |
||
|
|
, д |
Ъ |
|
63 |
|
|
|
b D ~ 40 |
С\С2Рг СМ' |
Необходимый для определения коэффициента Ci угол а охвата ремнем мень
шего шкива можно определить по чертежу или по формулам
а = 180° — 60° |
D, — D, |
Z>2 — D, |
——j—; |
а = 2arccos----- —к . |
|
Задаваясь стандартными толщинами 6, |
составляем табл. 10. |
Таблица 10
Варианты сечений ремня и диаметров меньшего шкива
Вариант |
|
1 |
2 |
3 |
4 |
Толщина ремня б в мм............................................. |
|
2,5 |
3,75 |
5 |
6,25 |
Диаметр меньшего шкива |
в мм..................... |
100 |
150 |
200 |
250 |
Угол охвата а в град........................................................ |
|
175 |
172 |
171 |
166 |
Скорость ремня в м/сек............................................. |
|
7,6 |
11,4 |
15,2 |
19 |
Коэффициент Сг, учитывающий угол охвата . . |
0,985 |
0,976 |
0,973 |
0,958 |
|
Коэффициент С2, учитывающий скорость ремня |
1,017 |
0,988 |
0,942 |
0,896 |
|
Произведение коэффициентов С/Л.......................... |
1 |
0,95 |
0.91 |
0,86 |
|
Ширина ремня Ъ в см................................................. |
|
25,2 |
10,35 |
6,92 |
4,7 |
Вариант 1 неприемлем из-за большой ширины ремня: ремни толщи
ной 2,5 мм такой ширины не изготовляются.
Заменив в варианте 2 нестандартный диаметр 150 мм на стандартный 160 мм, можно принять к исполнению:
|
,$ 16. Цепные передачи |
19t |
по варианту 2 |
Di — 160 мм; Ъ — 100 мм; 6 — 3,75 |
мм; |
по варианту 3 Di = 200 мм; b = 70 мм; 6 = 5 мм; |
мм. |
|
по варианту 4 |
Di = 250 мм; b = 50 мм; 6 = 6,25 |
|
Окончательный выбор варианта следует производить с учетом индивидуаль |
ных условий, не получивших в задании отражения.
Пример 2. Рассчитать клиноременную передачу от электродвигателя мощ ностью 2,8 кет. Число оборотов вала электродвигателя п = 970 в минуту; передаточное число i = 5; межосевое расстояние — наименьшее возможное;
коэффициент режима /с2 = 0,7; скольжение ремня не учитывать.
1)Так как по заданию межосевое расстояние должно быть получено наи меньшим возможным, то выбираем сечепие А.
2)По такой же причине принимаем Бм = 90 мм.
3)Бб = 90 ■ 5 = 450 мм (скольжение ремня не учитывается).
4)v = л 0,09 • 970 : 60 = 4,57 « 4,6 мЦек.
5)Zmin = 0,55 (450 + 90) + 8 = 305 мм.
6) |
450 + 90 |
л = 850 мм; |
W = ------- ------ |
£0 = 2 • 305 + 850 |
= 1566 мм. |
Принимается стандартная длина L = 1633 мм.
7)I = 0,25 [(1633 — 850) + V(1633 — 850)2 -8-32 400 = 344,5 мм.
8) и = 4,6 м/сек : 1,633 м = 2,8 сев-1 < 15 сев-1.
9) а = 180° - 60° ( 4ао°,Г?0>) = 117°; /сх = 0,82.
\344,5 /
10)k2 = 0,7 (задано).
11)Путем интерполяции получаем N0 = 0,54 кет..
12)Число ремней
2,8 |
_ |
7. — |
- —U |
0,54-0,82-0,7
Принимается к исполнению комплект из девяти ремней сечением А и расчет ной длиной 1633 мм (внутренняя длина по ГОСТу 1284-57 1600 мм).
При увеличении Бм, но и при увеличении межосевого расстояния число ремней могло бы быть меньшим. Еще меньшее число ремней можно получить при выборе сечения Б, но в этом случае межосевое расстояние получилось бы значительно большим найденного выше по расчету.
§ 16. ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Общие сведения
Цепная передача осуществляется между валами с параллель ными осями при помощи двух зубчатых колес, называемых звездоч
ками, и охватывающей звездочки цепи. Этот вид передачи при
192 Передачи вращательного движения
меняется, когда соблюдение точного передаточного отношения яв ляется необходимым и когда применение зубчатой передачи является нецелесообразным из-за слишком большого для такой передачи межосевого расстояния.
Цепная передача применяется при скоростях цепей до 25 м/сек и может быть применена при больших мощностях (до 5000 л. с.).
При тщательном изготовлении, тщательном монтаже и благоприятном соотношении размеров деталей передачи к. п. д. передачи может доходить до 0,98.
Так как натяжение ведущей ветви цепи близко к величине окруж ного усилия, а натяжение ведомой ветви близко к нулю, то давление
на валы в цепной передаче получается меньшим, чем при прочих равных условиях в ременной передаче.
Слабым местом цепной передачи является цепь. При больших межосевых расстояниях цепь значительно провисает, а при износе
настолько удлиняется, что начинает спадать со звездочек. Для избежания этого применяются натяжные приспособления, услож няющие передачу, или износившуюся цепь укорачивают путем удаления одного-двух звеньев.
Применяемые в машиностроении цепи делятся на три группы:
1)грузовые (для подъемных устройств);
2)тяговые (для транспортирующих устройств);
3)приводные (для передач).
Ниже рассматриваются только приводные цепи.
Приводные цепи и звездочки
Наибольшее распространение получили втулочно-роликовые и зубчатые цепи.
Фиг. 114. |
Фиг. 115. |
Звено втулочно-роликовой цепи |
(фиг. 114) состоит или из двух |
наружных пластин 1, запрессованных на валике 5, или двух внутрен них пластин 2, запрессованных на втулке 4. Втулка может свободно поворачиваться на валике. Для уменьшения износа зубьев звездочек
$ 16. Цепные передачи |
193 |
на втулку 4 также свободно надевается ролик 5. Цепь на звездочке удерживается внутренними пластинами.
Для передачи больших усилий применяются многорядные цепи
из двух, трех и более однорядных ветвей, соединенных в поперечном направлении удлиненным валиком.
Зубчатая цепь (фиг.115) состоит из пластин 1 зубообразной
формы, соединенных попарно запрессованной в них втулкой 2. Валик 3, шарнирно (под вижно) сопрягаясь со втул ками 2, соединяет пла
стины в цепь. Изготов ляются цепи и с более сложным устройством шарнира. Соскакивание
зубчатой цепи со звез
дочки устраняется или боковыми пластинками 4, или направляющими пла стинами посередине цепи.
Преимущества зубча тых цепей — плавность
(передача без толчков и вибраций) и бесшумность
работы. |
Цри больших ско |
|
ростях зубчатые цепи ра |
Фиг. 116. |
|
ботают |
более надежно, |
и дороже втулочно-ролико |
однако |
они конструктивно сложнее |
вых.
Материал подвижных элементов приводных цепей должен обла дать высокой износостойкостью и прочностью, что достигается приме нением термообработанных качественных или легированных сталей.
Звездочки отличаются от зубчатых колес лишь профилями зубьев. Методы расчета размеров и построения профилей фрезерованных зубьев (фиг. 116) звездочек для приводных втулочно-роликовых цепей указаны в ГОСТе 591-55.
Если шаг t выбранной цепи и число z зубьев звездочки, то из треугольника ОВОх получаем
.£= A>sin36o:
2 2 2г
откуда диаметр делительной окружности звездочки Do (основной размер) получается равным
• |
<14°) |
sin------- |
|
Остальные указанные на фиг. 116 величины определяются по
ГОСТу 591-55.
13 Заказ 45.
194 Передачи вращательного движения
На фиг. 117 изображен профиль зубьев звездочки для зубчатой цепи. Диаметры делительной окружности и окружности выступов определяются по формуле (140).
На фиг. 118 показаны в разрезе ободы звездочек для цепей с боко выми направляющими пластинами (фиг. 118, а) и для цепей с внутрен
Фиг. 117. |
Фиг. 118. |
ними направляющими пластинами (фиг. 118, б), для которых в зубьях предусмотрена щель.
Основы расчета цепных передач
Цепные передачи выходят из строя из-за износа шарниров звеньев
цепи и износа зубьев звездочек. Влияние на износ разных факторов изучено еще недостаточно. В настоящее время расчет цепных передач производится по эмпирическим формулам и таблицам, обобщающим опыт эксплуатации цепных передач. Из расчета определяют наи меньшее число зубьев Zmin, передаточное число г и межосевое рас стояние А. Как показывает опыт, передача становится достаточно износостойкой, если угол охвата малой звездочки (фиг. 119) не меньше 120° и не меньше пяти-шести звеньев цепи с зубьями звездоч
ки находятся |
в зацеплении. В соответствии с этим можно считать |
||
Zmm =15-4- 18. |
Такие условия обеспечиваются при любых межосе |
||
вых расстояниях, |
если i < 3,5, а при i > 3,5, если А > Лщщ. При |
||
i = 3,5 |
4- 7 наименьшее допустимое межосевое расстояние Лт1П = |
||
. |
.г, |
^1нар +-®2нар |
|
= (1,1 |
4-1,5) |
-------- 2-------- |
Осуществление цепной передачи является возможным при числе зубьев, равном 7 для втулочно-роликовой цепи и 13 для зубчатой.
16. Цепные передачи |
195 |
Однако такими числами зубьев надежная работа передачи не обеспе чивается, и с такими числами зубьев в исключительных случаях
могут осуществляться лишь маломощные и тихоходные передачи.
Действительное число зубьев. Увеличение числа зубьев zx мень шей звездочки уменьшает износ цепи, так как при этом уменьшается
угол |
поворота |
звена |
цепи |
при посадке его |
на |
звездочку, равный |
|
[3 |
= — (фиг. |
120), |
и усилие Р. При шаге |
t в |
мм, мощности N, |
||
в |
л. |
zi |
|
|
в мину- |
|
|
с. и числе оборотов |
|
|
Однако |
при этом |
увеличиваются |
фигцд. |
размеры |
передачи |
и сокращается |
с течением времени вслед |
срок службы цепи. |
Дело в том, что |
ствие износа и вытяжки цепи ее шарниры располагаются на окруж ности большего диаметра, чем в начале работы передачи (фиг. 121).
Смещение шарниров по радиусу ведомой звездочки в направле
нии к вершинам зубьев по аналогии с равенством (140) запишется так:
Л Do |
Л t |
(141) |
2 |
. 180° ’ |
|
|
2 sm------ |
|
|
z2 |
|
Из равенства (141) видно, что чем больше число зубьев на ведомой звездочке, тем при меньшем износе (меньшем A t) наступает такое
расположение ее звеньев относительно вершины зубьев, при кото ром цепь может спадать с зубьев звездочки (предельное состояние
эксплуатационной годности цепи).
Исходя из этих соображений, число |
зубьев |
большей звездочки |
||||||
z2 = zii |
рекомендуется |
принимать |
не |
больше |
|
100. |
|
|
Изложенные выше соображения потребовали |
оправданных прак |
|||||||
тикой рекомендаций |
по |
минимально допустимому числу зубьев z |
||||||
меньшей |
звездочки |
(табл. 11). |
|
|
|
|
Таблица 11 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Рекомендуемые минимально-допустимые числа зубьев z2 в зависимости |
||||||||
|
|
от |
передаточного числа |
|
|
|
||
Цепь |
|
|
Передаточное число |
|
||||
1—2 |
2-3 |
3-4 |
4-5 |
|
5—6 |
6 |
||
|
|
|
||||||
Втулочно-ролико |
|
|
|
|
|
|
|
|
вая ..................30—27 |
27—25 |
25—23 |
32—21 |
21—17 17-15 |
||||
Зубчатая |
.... 35—32 |
32—30 |
30—27 |
27—23 |
23—19 |
19—17 |
13*
196 Передачи вращательного движения
Шаг цепи является одним из исходных параметров при выборе ■цепи. Рассмотрение равенства (140) показывает целесообразность выбора меньшего шага цепи, так как при этом уменьшается износ цепи и размеры звездочки. Кроме того, меньшему шагу соответ ствует меньшая масса звена и, стало быть, при заданном числе оборо тов меньшая сила удара между зубом звездочки и шарниром цепи.
Таким образом число зубьев и число оборотов меньшей звездочки
и |
шаг цепи взаимно |
связаны. Эта связь установлена эмпирически |
в |
виде следующих |
зависимостей: |
|
Фиг. |
120. |
|
|
Фиг. 121. |
для |
втулочно-роликовой |
цепи |
|
|
|
|
|
t < |
4760 мм; |
(142) |
|
для |
зубчатой |
цепи |
|
|
|
|
|
|
^800 |
мм. |
(143) |
|
|
|
|
В тихоходных передачах, рассчитанных по формулам (142) и (143), шаг получается значительным по величине. Для уменьшения
шага и, следовательно, габаритов передачи можно в этом случае применить многорядную втулочно-роликовую или более широкую
зубчатую цепи.
Допускаемая разрушающая нагрузка. Вторым параметром для выбора цепи является допускаемая разрушающая нагрузка, опре деляемая зависимостью
So = Рп'к9 кГ, |
(144) |
|
$ 16. |
Цепные передачи |
|
197 |
|
п |
75 |
нагрузка в кГ; |
|
|
|
где Р |
=——- — полезная |
|
|
||
|
п — допускаемый |
коэффициент |
безопасности |
(выби |
|
|
рается из таблиц в зависимости от шага |
и числа |
|||
|
оборотов |
ведущей звездочки); |
|
|
|
|
ка — коэффициент эксплуатации, учитывающий наиболее |
||||
|
характерные условия применения цепи, отражаю |
||||
|
щиеся на ее |
износостойкости |
(берется из |
таблиц). |
Поверочный расчет цепи на износ. Выбранная по шагу и допу скаемой разрушающей нагрузке цепь подвергается поверочному
расчету па износ по удельному давлению.
При этом используются следующие формулы: для втулочно-роликовой цепи
p = |
(145> |
для зубчатой цепи |
|
В этих формулах: |
|
|
|
|
|
<146> |
|
удельное |
давление |
в |
шарнире |
звена цепи |
|||
[р] — допускаемое |
|||||||
в кГ/мм2; |
втулки в |
мм (см. |
фиг. 114); |
|
|||
I = Св + 2 s — длина |
|
||||||
d — диаметр валика |
в |
мм (см. |
фиг. 114 и 115); |
||||
b — ширина зубчатой цепи (фиг. |
115). |
|
|||||
Величины [р], Св, |
s, d и Ъ выбираются по таблицам. |
||||||
Нагрузка на валы определяется по формуле |
|
||||||
|
Рв = Ркв, |
|
|
(147) |
|||
где кв — коэффициент нагрузки |
вала, зависящей от расположения |
||||||
передачи и |
характера |
нагрузки |
(берется |
из таблиц). |
Выражение (147) не учитывает величины предварительного натяжения цепи ввиду ее малости.
Пример. Произвести расчет и выбор элементов цепной передачи с зубчатой цепью от электродвигателя к редуктору по следующим данным: передаваемая мощность Л1 = 13,6 л. с.; т= 970 об/мин; передаточное число i = 2,8; меж осевое расстояние А = 600 мм; работа цепи спокойная, односменная, преду смотрена регулировка межосевого расстояния с помощью салазок электродви гателя; смазка цепи капельная (регулярная); угол наклона цепи около 40°.
1) При i = 2,8 по табл. 7 принимаем число зубьев ведущей звездочки zi =
= 30. |
Число зубьев ведомой звездочки получаем равным z2= zi z = 30 • 2,8 = 84. |
|||
2) |
Шаг цепи по формуле (143) |
|
3” |
|
|
5800 |
5800 |
= 19,05 |
|
|
|
У970г30 |
мм = —у— , |
|
|
У п z |
|
4 |
|
|
|
|
|
ЧТО по справочной таблице [4 ] может быть принято. 3) Диаметр ведущей звездочки по формуле (140)
°01= . |
t |
19,05 |
= 182 |
мм. |
|
180° |
. |
180° |
|||
Sln |
zx |
Sm |
30 |
|
|
198 |
|
Передачи вращательного |
движения |
||||
Диаметр ведомой звездочки |
|
|
|
||||
|
|
Dn |
= ~ |
84 • 19,05 = 510 мм. |
|||
|
|
°2 |
Л |
3,14 |
|
|
|
4) |
Наименьшее допускаемое межосевое расстояние (по справочным данным) |
||||||
Лт1п = 2)1 нар + °2 нар |
4- (30 4- 50) мм = 182 + 510 + 50 = 396 мм, |
||||||
что значительно меньше заданного межосевого расстояния А = 600 мм. |
|||||||
5) |
Скорость движения |
цепи |
|
|
|||
|
|
60 •1000 |
30 • 19,05 • 970 |
— 9,24 м/сек, |
|||
|
|
60 • 1000 |
|
|
|||
что значительно меньше наибольшей допустимой скорости 22 м/сек |
|||||||
6) Полезное усилие в цепи |
|
|
|
||||
|
|
Р. |
, |
75/У: |
75-13,6 |
... |
р |
|
|
|
|
V |
“924“ = 111 |
КГ- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
7) |
Коэффициент кэ, |
учитывающий условия эксплуатации, равен |
|||||
|
|
|
|
к& — кхк2к3к^к3к3. |
|
||
где ку |
= 1 |
(спокойная нагрузка); |
|
|
|||
к2 |
= 1 |
(регулировка натяжения цепи перемещением двигателя на салазках); |
|||||
к3 |
= 1 |
(принимается по таблице в зависимости от отношения числа звеньев |
|||||
к, |
= 1 |
в цепи к сумме зубьев звездочек); |
|
под углом, меньшим 60°); |
|||
(линия центров наклонена к горизонту |
|||||||
к5 |
= 1 (смазка капельная); |
|
|
|
|||
ks |
= 1 |
(односменная работа). |
|
|
Следовательно, кэ = 1.
8)Коэффициент п.' безопасности принимается в зависимости от шага цепи и числа оборотов ведущей звездочки в минуту. В данном случае по справочной таблице п' = 36,8.
9)Допускаемая разрушающая нагрузка
So = Рпкэ = 11136,8 • 1 = 4100 кГ.
10) По шагу t = 19,05 мм выбираем цепь типа В с внутренней направляю щей пластиной (нагрузка спокойная) шириной Ъ = 33 мм.
Для такой цепи разрушающая нагрузка Sp = 4900 кГ.
И) Проверяем величину удельного давления в шарнире цепи по фор
муле (146).
Диаметр валика d при t — 19,05 мм по справочной таблице принимается
равным 5 мм. Удельное давление
Р0,76 db k0,76 • 5 • 33 — 0,88 кГ1мм‘!‘-
Допускаемое удельное давление определяется по справочной таблице в за висимости от шага цепи, числа зубьев и числа оборотов меньшей звездочки в ми нуту. В данном случае допускаемое удельное давление равно 1,1 кГ/мм2.
Расчет втулочно-роликовой цепи производится аналогично расчету зубча той цепи.