Главная  Промышленность 

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 [ 16 ] 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54

Таблица 2 36. Материалы, термическая обработка и твердость звездочек

Марка

Вид терми-

Твер-

"в.

Область применения

материала (ГОСТ)

ческой обработки

дость

Сталь

Цемента-

Ведущие и ведо-

15, 20

ция,

55...60

мые звездочки с

(1050-

закалка.

г25 при ударных

отпуск

нагрузках

Сталь

Закалка,

1300

Ведущие и ведо-

45, 45Г

отпуск

45...50

мые звездочки с

.50, 50Г

г40, работаю

{1050-

щие без резких

толчков и ударов

Сталь

45Л,

(977-75)

Сталь

Цемента-

1000

Ведущие и ведо-

15Х,

ция,

55 60

мые звездочки

закалка.

с гЗО при дина

(4543-

отпуск

мических йагруз

ках и больших пе

редаваемых усилиях

Сталь

Закалка,

1500

Ведущие и ведо-

отпуск, за-

50. 55

мые звездочки от-

40 ХН,

калка с

ветственного на-

45ХН

нагревом

значения в цепях

(4543-

т в ч. илн

повышенного ка

газопла-

чества, где требу

Сталь

менная за-

ется высокая изно

45Г2

калка.

состойкость и проч

(1050-

отпуск

ность зубьев звез

дочки

Чугун СЧ18

Закалка,

Ведомые звездоч-

отпуск

321...

ки с г50 с обя-

(1412-

зательной термиче

ской обработкой

Для работы со ско ростью V !3 м/с

Таблица 2 37 Допускаемые отклонения на межосевые расстояния двухзвездных цепных передач

а, мм

0 < ф

<30=

30" < ф < 60°

60° < ф < 90°

-Д(2, ММ

-i-Aa, мм

-До, мм

-i-Ла, мм

-Ла, мм

+М,мм

0,28

0,17

0,15

0,25

0,035

0,51

.500

0,22

0,25

0,33

0.06

0,66

0,70

0,27

0,35

0.40

0,08

0,81

1000

0,95

0,31

0,50

0,46

0.12

0.93

1500

0,40

0,75

0,63

0,17

Примечание. Предельные отклонения на межосевые расстояния многозвездных цепных передач рекомендуется устанавливать симметричными в пределах общачз поля допусков на межосевые расстояния двухзвездных передач.

(смазка окунанием); Ке= 1,25 (работа в две смены). При этом коэ(})фициент эксплуатации передачи Кэ= Ki К - Ks Ki - Кь - Къ = 1 X X 1 • 1 . 1 . 0,8 . 1,25 = 1,0.

2. Коэффициент = 0,28 - для цепи ПР по ГОСТ 13568-75 (см. с. 42).

3. По табл. 2.26 при «1= 975 мин~ выбираем предварительно шаг цепи t = 15,875 мм.

4 Пошагу t = 15,875 мм и «i= 975 мин~ допускаемое удельное давление в шарнирах (табл. 2.28) принимаем \р] = 22,6 МПа (получено интерполированием).

5. По табл. 2.25 при и = 3 принимаем число зубьев ведущей звездочки Zi= 25.

6. Коэффициент, учитывающий число рядов цепи, (см. с. 42) /<„= 1 (при числе рядов Zp= 1).

7. Расчетный шаг цепи (формула 2.52)

= 1831?

NKAQ

= 183 f

St • Ы гпК 25 7 975 . 1 =

7,5 .1,0 . 10

).28 . 22,6

8. По стандарту (см. приложение, табл. 6) принимаем цепь ПР - 15, 875 -2270-2, у которой /= 15,875 мм; рразр= 22700 Н; Son = = 70,9 мм; масса 1 м цепи = 1,0 кг.

9. Проверяем условие п- <- «гтах. По табл. 2.26 при t = 15,875 мм допускаемая частота nimax= 1000 мин"; слсдовательно, условие выполнено,

10. Окружная скорость цепи (формула 2.38)

Zytiit 25 . 975.115,875 „ ,ic ,~ = 60ТТ00О = 60ТТ000-===6.45 м/с.

11. Окружное усилие, передаваемое цепью (формула 2.49),

Р ЮООЛ/ 1000 . 7,5 ,,со н F, = .-- = g=ll63 Н.

12. Среднее удельное давление в шарнирах цепи (см. с. 43)

что меньше допускаемого удельного давления [р1 = 22,6 МПа (табл. 2.28), принятого для частоты вращения %= 975 мин~.

13. Определяем срок службы цепи (формула 2.53):

r = 5200lSfe

для этого предварительно находим: допускаемое увеличение шага цепи А/ - 3 % (см. с. 43), коэффициент смазки цепи (см. с. 43)

0.98,



где Ксп = 2,5 (табл. 2 29), межосевое рассю-яние, выраженное в шагах (формула 2 42), а Ш

at = Y

= 40.

Тогда

Г = 5200 3 0,98.у-У40Т-з ,2446 ч, 16,4 76,45- 1

ЧТО больше ожидаемого срока службы, Т = = 4000 • Ксп == 4000 • 2,5 = 10000 ч (табл 2 30) Расчет нагрузок цепной передачи 1 Натяжение от провисания ведомой ветви от собственной массы (см с. 41)

Ff= К та = 4 • 1,0 . 9,81 • 0,635 = 2 Н,

где Kf= 4 - коэффициент провисания (см с 4J>,

Q = 40/ = 40 15,875 = 635 мм

2 Натяжение от центробежных сил при скорости цепи & < 12 м/с не учитывается (см с 41)

3 Окружное усилие Ff= 1163 Н (вычислено выше)

4 Суммарное натяжение ведущей ветви (формула 2 47)

Рвщ = Ft + = 25 + 1163 . 1,0 = 1188 Н.

5 Нагрузка, действующая на валы (формула 2 50)

/?(1,15... 1,2)F< = 1,2 1163= 1395 Н

Проверяем цепь по запасу прочности (формула 2 54)

„ <?разр 22700

ЧТО больше допускаемого [п1 ==: 13,2 (табл. 2.30)

Геометрический расчет передачи 1 Межосевое расстояние

а = 635 мм (вычислено выше).

2 Число зубьев ведомой звездочки

zi« = 25 • 3 = 75

3 Длина цепи, выраженная в шагах (формула 2 40),

"~ t +"~2 \~2H~j ~

2 - 635 , 25-f75

/75 -25\

- 25Г 15,875

15,875 2 + \ 2я / 635

Количество звеньев цепи округляем до четного числа = 132, что&>1 избежать применения переходного соединительного звена.

4 Действительное межосевое расстояние, соответствующее сжругленной длине не вычисляем, так как электродвигатель установлен на салазках

5 Делительные окружности звездочек определяем по табл. 2.32

ведущей

15.875

ведомой

180°

sin-

180°

sin-

180°

15,875

180° sin-75-

= 126,66 MM,

= 379,15 MM

Пример 2. Рассчитать цепную передачу с зубчатой цепью от асинхронного электродвигателя к приводу металлорежущего станка по следующим данным мощность электродвигателя TV = 11 кВт, частота вращения Пх= = 1460 мин~ (152,8 рад/с), передаточное чис т и~ 4,2 работа непрерывная, нагрузка спо койная, смазка внутришарнирная, передача расположена под углом 30° к горизонту, электро двигатель установлен на салазках

Решение 1 По табл 2 26, а также с учетом рекомендаций (см с 40) при Пу = = 1460 мин ~ выбираем шаг цепи /= 15,875 мм

2 По табл 2 25 при и = 4,2 рекомендуемое число зубьев Zi~ 25

3 Окружная скорость цепи (формула 2 38)

Ziriit 25 1460 15 875 „ ,

"бга0= 60 1000 /

4 Окружное усилие, передаваемое цепью (формула 2 49),

Ft =

lOOOTV 1000 11

9,65

= 1139 Н.

5 Согласно условиям эксплуатации передачи принимаем (см с 42) Ki= I (нагрузка спокойная), к2~ 1 (передвигающиеся опоры), Кз= 1 (с учетом зависимости 2 39 принимаем а = 40/), Ki= 1 (передача расположена под углом 30°), Кб- 1 (смазка внутришарнирная), Кв- 1.5 (работа непрерывная) При этом коэффициент эксплуатации Кэ= Ki Ki - Кз - KiX X iCs- Кб= 1 • 1 • 1 • 1 • 1 • li5= 1,5

6 Расчетная ширина цепи (формула 2 55)

-=131,58. S =

0,25Ff/vK 0.25 . 11391965 . 1.5

15 875

= 57,9 MM

По стандарту выбираем (см приложение табл. 7) цепь 3-15-7,8, у которой В = 62 мм, Qpasp = 78 ООО Н, (7 == 4,4 кг.



Расчет нагрузок цепной передачи. 1. Натяжение от провисания ведомой ветви от собственной массы (см. с. 41)

Ff = Kfbqa = 3,5 • 4,4 • 9,81 • 0,635 = 96 Н,

где /Cf = 3,5 - коэффициент провисания (см. с. 41);

Q == 40/ = 40 . 15,875 = 635 мм.

2. Натяжение от центробежных сил (формула 2.48)

f„ = 44 .965= н.

3. Окружное усилие f<= 1139 Н (определено выше).

4. Суммарное натяжение ведущей ветви (формула 2.47)

Fz = + fu + Ftk = 96 -f 410 -f -f 1139- 1,0== 1708 H.

5. Нагрузка, действующая на валы (формула 2.50),"

R = {\.\b...\,2)F, = 1,2 • 1139 1367Н.

Проверяем цепь по запасу прочности (формула 2.54):

разр 78000 " - 1708 - 4

что значительно больше допускаемого [п\ = = 20...25 (см. с. 43).

Геометрический расчет передачи. 1. Межосевое расстояние а = 635 мм (определено выше).

2. Число зубьев ведомой звездочки 2= = Zi - ы = 25 . 4,2 = 105.

3. Длина цепи, выраженная в шагах (формула 2.40),

2 . 635 25-Ц05 /105-2515,875 , - ТЬЩ +-~ + [ 2л I "635" = 1-

Количество звеньев цепи округляем до четного числа Lt = 150, чтобы избежать применения переходного соединительного звена.

4. Действительное межосевое расстояние, соответствующее округленной длине Lt, не вычисляем, так как электродвигатель установлен на салазках.

5. Делительные окружности звездочек определяем по табл. 2.33:

ведущей

i 15,875

ddi =

sin-

180°

sin-

180° 25

126,66 мм,

ведомой

do2 ==

15.875

180°

180° 105

= 529,87 MM.

ГЛАВА 3. ЗУБЧАТЫЕ И ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

3.1. ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ 3.1.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

Среди механических передач зубчатые получили самое широкое распространение.

Достоинства их; высокая нагрузочная способность и надежность в работе; постоянство передаточного числа; высокий КПД (при тщательном изготовлении й надлежащей смазке до 0,99 в одной ступени); компактность; работоспособность в широком диапазоне нагрузок и скоростей; технологичность изготовления (зубья могут быть нарезаны простым инструментом с прямолинейной режущей кромкой).

Недостатки зубчатых передач: источник шума и вибраций; чувствительность к погрешностям изготовления и монтажа; высокая стоимость изготовления точных передач.

3.2. ОБОЗНАЧЕНИЯ РАСЧЕТНЫХ ВЕЛИЧИН

Простейшая зубчатая передача состоит из двух сцепляющихся зубчатых колес. Колесо с меньшим числом зубьев называется шестерней, с большим - колесом. При равенстве числа зубьев шестерней называется ведущее зубчатое колесо, а колесом - ведомое. Термин «зубчатое колесо» является общим и относится и к шестерни, и к колесу.

Буквенные обозначения, общие для обоих зубчатых колес, сопровождаются индексом 1 для шестерни и индексом 2 для колеса.

В пособии рассматриваются стальные зубчатые колеса с эвольвентным зацеплением и стандартным исходным контуром.

Предполагается, что из предыдущих теоретических курсов студенту известны геометрия, кинематика и способы изготовления зубчатых колес. Обозначения основных терминов, касающиеся геометрического и прочностного расчетов передач, приведены в табл. 3.1, 3.2.

3.3. РАЗБИВКА ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА МЕЖДУ СТУПЕНЯМИ РЕДУКТОРОВ

При проектировании многоступенчатых редукторов от целесообразной разбивки общего передаточного числа в значительной мере за-



0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 [ 16 ] 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54