
- •Часть 1. Основы расчета
- •Глава 1
- •§ 1 Общие сведения о деталях и узлах машин и основные требования к ним
- •§ 2. Прочностная надежность деталей машин (методы оценки)
- •§ 3. Износостойкость деталей машин
- •§ 4. Жесткость деталей машин
- •§ 5. Стадии конструирования машин
- •Глава 2
- •§ 1. Машиностроительные материалы
- •§ 2. Точность изготовления деталей
- •Часть 2. Передаточные механизмы
- •Глава 3
- •§ 1. Ремни и шкивы
- •§ 2. Усилия и напряжения в ремне
- •§ 3. Кинематика и геометрия передач
- •§ 4. Тяговая способность и кпд передач
- •§ 5. Расчет и проектирование передач
- •§ 6. Передачи зубчатыми ремнями
- •Глава 4
- •§ 1. Виды механизмов и их назначение
- •§ 2. Кинематика и кпд передач
- •§ 3. Расчет передач
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематика зубчатых передач
- •§ 3. Элементы теории зацепления передач
- •11 Г. Б. Иосилевич и др.
- •§ 5. Геометрический расчет эвольвентных прямозубых передач
- •§ 6. Особенности геометрии косозубых и шевронных колес
- •§ 7. Особенности геометрии конических колес
- •§ 8. Передачи с зацеплением новикова
- •§ 9. Усилия в зацеплении
- •§ 10. Расчетные нагрузки
- •§ 11. Виды повреждений передач
- •§ 12. Расчет зубьев на прочность при изгибе
- •§ 13. Расчет на контактную прочность активных поверхностей зубьев
- •§ 14. Материалы, термообработка и допускаемые напряжения для зубчатых колес
- •§ 15. Особенности расчета и проектирования планетарных передач
- •§ 16. Конструкции зубчатых колес
- •Глава 21 гиперболоидные передачи
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Геометрический расчет передачи
- •§ 3. Кинематика и кпд передачи.
- •§ 4. Расчет на прочность червячных передач
- •§ 5. Материалы, допускаемые напряжения и конструкции деталей передачи
- •Глава 22
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематические характеристики и кпд передачи
- •§ 3. Расчет несущей способности элементов передачи
- •Глава 23
- •§ 1. Цепи и звездочки
- •§ 2. Кинематика и быстроходность передач
- •§ 3. Усилия в передаче
- •§ 4. Расчет цепных передач
- •§ 5. Особенности конструирования и эксплуатации передач
- •Часть 3. Валы, муфты, опоры и корпуса
- •Глава 24
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Конструкции и материалы валов и осей
- •§ 3. Расчет прямых валов на прочность и жесткость
- •§ 4. Подбор гибких валов
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Нерасцепляемые муфты
- •§ 3. Сцепные управляемые
- •Глава 26
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Особенности работы подшипников
- •§ 3. Конструкции и виды повреждений подшипников
- •§ 4. Нагрузочная способность подшипников скольжения
- •Глава 27 подшипники качения
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематика и динамика подшипников
- •1'Нс. 27.4. План скоростей в Рис. 27.5. Контактные напряжения и план скоростей в радиально-упорном подшипнике
- •§ 3. Несущая способность подшипников
- •§ 4. Выбор подшипников
- •§ 5. Конструкции подшипниковых узлов
- •Детали корпусов, уплотнения, смазочные материалы и устройства
- •§ 1. Детали корпусов
- •§ 2. Уплотнения и устройства для уплотнения
- •I'm. 28.2. Конструктивные формы прокладок:
- •§ 3. Смазочные материалы и устройства
- •Часть 4. Соединения деталей (узлов) машин и упругие элементы
- •§ I. Сварные соединения
- •§ 2. Проектирование и расчет соединений при постоянных нагрузках
- •§ 3. Расчет на прочность сварных соединений при переменных нагрузках
- •§ 4. Паяные соединения
- •§ 5. Клеевые соединения
- •Глава 30 заклепочные соединения
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Расчет соединений при симметричном нагружении
- •§ 3. Расчет соединений
- •Глава 31
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Расчет соединений
- •Глава 32
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Особенности работы резьбовых соединений
- •§ 3. Виды разрушений и основные расчетные случаи
- •§ 4. Особенности расчета групповых (многоболтовых) соединений
- •Глава 33
- •§ 1. Шпоночные соединения
- •§ 2, Шлицевые соединения
- •§ 3. Профильные соединения
- •§ 4. Штифтовые соединения
- •Глава 34
- •§ 2. Расчет витых цилиндрических пружин сжатия и растяжения
- •§ 3. Резиновые упругие элементы
- •Глава 35
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Общие принципы построения систем автоматизированного проектирования
- •§ 3. Структура математической модели
- •§ 4. Цели и методы оптимизации
- •Глава 36
- •§ 1. Расчет вала минимальной массы
- •§ 2. Расчет многоступенчатого редуктора минимальных размеров
§ 2. Кинематика и быстроходность передач
Передаточное отношение, являющееся одной из основных кинематических характеристик, определяется из равенства средней скорости цепи на звездочках
где
и
- угловая скорость, частота вращения и
число зубьев ведущей звездочки;
иz2
- то же, в ведомой звездочке.
Для понижающих передач в машинах общего назначения и < 7 (иmax = 7).
В тихоходных передачах при vц < 2 м/с и при отсутствии толчков и ударов допускается итах =10.
Быстроходность цепи принято оценивать наибольшей рекомендуемой nнр и предельной ппр частотами вращения малой звездочки, которые задаются в зависимости от шага цепи:
t, мм................. 8-9,525 12,7-25,4 31,75-44,45 50,8-78,1
nнр, об/мин .... 3000-2500 1250-800 630-400 300-150
nпр, об/мин .... 6000-5000 3100-1200 1000-600 450-210
§ 3. Усилия в передаче
Окружное усилие в передаче передается за счет давления зубьев ведущей звездочки на звенья цепи и давления звеньев ведущей ветви на зубья ведомой звездочки. Усилия между зубьями звездочек, как и усилия в ветвях, распределяются неравномерно в пределах углов обхвата.
При холостом ходе передачи натяжение в ветвях цепи вызвано ее провисанием (см. рис. 23.1) от силы тяжести. Если ветвь цепи расположена горизонтально и длина ее равна приблизительно межосевому расстоянию, то натяжение от силы тяжести
где q
— масса цепи
длиной 1 м;
—стрела
провисания.
Наличие провисания
обеспечивает более плавную работу
передачи, меньший износ в шарнирах цепи.
Стрела провисания ведомой ветви в
начале работы новой цепи в горизонтальной
передаче может достигать минимального
значения fmm
= 0,02а. В этом
случае
= 6,25. Если угол наклона ветви к горизонту
составляет 40°, то
3.
Для вертикальной передачи
= 1.
В процессе работы передачи под нагрузкой ведущая ветвь растягивается усилием
где Ft
— окружная
сила, Ft
= 2T1/=
P/vц
(здесь Р
— мощность,
vц
— скорость цепи); Fq
- натяжение
в ведомой ветви от силы тяжести; Fv
— натяжение
цепи от действия центробежных сил, Fv
=
-
динамическая нагрузка в передаче от
неравномерного хода цепи.
В расчетах цепных передач влияние FД на работоспособность учитывают с помощью специальных коэффициентов.
Ведомая ветвь под нагрузкой растягивается с усилием
F2 = Fq + Fv.
1 2 3 4 1
Рис. 23.7. Осциллограмма изменения нагрузки в звене цепи
На рис. 23.7 показана типичная осциллограмма изменения нагрузки на звено цени в период ее полного оборота вокруг звездочки (участок 1—2 соответствует прохождению звеном ведомой ветви, 2 — 3 — ведомой звездочки, 3 — 4 — ведущей ветви, 4 — 1 — ведущей звездочки).
Нагрузка на валы цепной передачи при средних скоростях движения цепи
где k
1,15
для горизонтальной передачи и k
1,05 для
вертикальной передачи.
§ 4. Расчет цепных передач
Тяговая способность цепи. Передачи часто (особенно в момент пуска) испытывают кратковременно или длительно значительные статические нагрузки. Для предотвращения чрезмерной вытяжки цепи или ее обрыва полезная окружная сила должна быть
где
— минимальная разрушающая нагрузка,
задаваемая для каждого размера цепи;k-
коэффициент
запаса, обычно
5.
В момент пуска машины
при движении цепи со скоростью vц (м/с)
где
- вращающий момент (пусковой);d1
- диаметр
делительной окружности; Р
- передаваемая
мощность.
Износостойкость. Износ шарниров звеньев является основной причиной выхода из строя цепных передач общего машиностроения, так как приводит к увеличению шага цепи (вытяжке цепи), неправильному зацеплению и, как следствие, сползанию цепи со звездочки.
Степень износа
цепи принято оценивать по относительному
увеличению шага цепи
%.
Норма предельного износа и связанная
с ней продолжительность работы передачи
зависят от глубины термической или
химико-термической обработки, профиля
и числа зубьев большей звездочки, а
также требований, предъявляемых к машине
по точности перемещений, неравномерности
вращения и уровню вибрации, шума.
Привод полиграфических
машин допускает предельную вытяжку
цепей не свыше 0,5 — 0,6 %. Предельная
вытяжка цепей в машинах общего
машиностроения, имеющих, как правило,
z2
= 4045,
ограничена 2 - 2,5 %. Эта норма определяется
глубиной химико-термической обработки
деталей шарниров.
Увеличение нормы изнашивания до 3 % часто приводит к ослаблению прессовых соединений и снижению прочности изношенных элементов.
В основу расчета работоспособности по износу цепи положено допущение, что цепь обладает достаточной износостойкостью, если давление р в шарнире не превышает допускаемого значения [ри]:
[ри].
(23.1)
Допускаемое давление является критерием подобия, обобщающим опыт эксплуатации подобных цепных передач. Оно задается обычно в зависимости от шага цепи и частоты вращения (табл. 23.1).
Таблица 23.1.
Допускаемое давление [ри]
в шарнирах
в зависимости от частотывращения
малой звездочки при
30
При нестационарном нагружении цепи в эту формулу вместо Ft подставляют значение эквивалентной нагрузки.
В формуле (23.1): Кэ - коэффициент эксплуатации; Кэ = kд kа kп kреж kсм kрег, где kд,..., kрег - частные коэффициенты, учитывающие условия работы и конструкцию (табл. 23.2); Аоп = 0,28t2 - проекция опорной поверхности шарнира; кт -коэффициент, учитывающий число рядов цепи:
m…………1 2 3 4
..…….....1
1,7 2,5 3
Таблица 23.2. Значения частных коэффициентов, входящих в Кэ
С учетом соотношения (23.1) определим шаг (мм) роликовой цепи
(23.2)
здесь Р — мощность, передаваемая цепью, Вт.
Из расчета следует
принимать цепь с наименьшим шагом,
допустимым для данной нагрузки.
Допускаемые давления [ри]
обычно гарантируют срок службы цепей
~ 15000 ч при норме предельного износа
=
3 % и нормальных условиях эксплуатации(Кэ
= 1).
При расчете зубчатых цепей по заданной полезной нагрузке Ft{H) или мощности Р (кВт), а также шагу и скорости цепи (для vц < 10 м/с) определяют ширину цепи
(23.3)
Если
> 10 м/с, то
расчетную силу или мощность по формуле
(23.3) следует умножить на коэффициент,
равный
,
где q
— масса 1 м
цепи.
Сопротивление
усталости.
Высоконагруженные обильно смазываемые
передачи, работающие при скоростях
<
15 м/с и
переменных нагрузках, часто выходят из
строя вследствие усталостного разрушения
пластин по проушинам. Последнее связано
с высокой концентрацией напряжений в
этой области и контактной коррозией в
прессовых соединениях пластин и втулок.
При более высоких
скоростях (>
15 м/с)
существенно возрастают ударные нагрузки
при входе в зацепление звена с зубом
звездочки и наблюдаются случаи разрушения
звеньев от раскалывания роликов.
Элементы цепи
рассчитывают на сопротивление усталости
по общепринятой методике в форме
определения запаса прочности
(см. с. 262).
Для повышения сопротивления усталости пластин отверстия упрочняют дорнованием, путем обжатия в специальных матрицах и т. д.