Привет студент

 

 

Кафедра деталей машин и прикладной механики

 

 

 

Р.Н. УЗЯКОВ, В.Г. СТАВИШЕНКО

Ю.А. ЧИРКОВ, Н.Ф. ВАСИЛЬЕВ

 

 

 

РАСЧЕТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ

 

 

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ

ПО РАСЧЕТУ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

В КУРСОВЫХ ПРОЕКТАХ ДЛЯ СТУДЕНТОВ

НЕМЕХАНИЧЕСКИХ СПЕЦИАЛЬНОСТЕЙ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Методические указания предназначены для выполнения расчета открытых цепных, зубчатых и клиноременных передач в курсовых проектах (работах) для студентов немеханических специальностей. Указания содержат методику расчета, необходимые формулы и весь необходимый справочный материал.

 

 

 

Содержание

 

Введение................................................................................................... 4

1 Расчет цепных передач......................................................................... 5

1.1 Определение числа зубьев звёздочек:...................................................... 5

1.2 Вычисление шага цепи.............................................................................. 5

1.3 Проверка условия обеспечения износостойкости цепи........................... 6

1.4 Определение геометрических параметров передачи............................... 7

1.5 Проверка коэффициента запаса прочности............................................. 8

1.6 Определение силы действующей на валы................................................ 8

2 Расчет зубчатых передач..................................................................... 9

2.1 Выбор материалов зубчатых колес......................................................... 9

2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба...................................... 9

2.3 Определение числа зубьев........................................................................ 9

2.4 Определение коэффициента формы зуба Y_F......................................... 10

2.5 Определение модуля зацепления.................................................... 10

2.6 Определение основных геометрических размеров передачи............... 10

2.7 Определение окружной скорости шестерни.......................................... 11

2.8 Проверка условия прочности зубьев на выносливость........................ 11

2.9 Определение сил, действующих в зацеплении....................................... 11

3 Расчет клиноременных передач......................................................... 11

3.1 Выбор сечения ремня.............................................................................. 11

3.2 Выбор диаметра ведущего шкива.......................................................... 12

3.3 Определение диаметра ведомого шкива................................................ 12

3.4 Уточнение передаточного числа............................................................ 12

3.5 Определение межосевого расстояния..................................................... 13

3.6 Определение длины ремня...................................................................... 13

3.7 Уточнение межосевого расстояния......................................................... 13

3.8 Определение угла обхвата ремнем меньшего шкива............................ 13

3.9 Вычисление мощности передачи с одним ремнем................................. 13

3.10 Определение числа ремней в передаче................................................ 13

3.11 Определение среднего ресурса ремней при эксплуатации................. 14

3.12 Определение величины натяжения....................................................... 14

3.13 Определение силы, действующей на вал.............................................. 14

Приложение А....................................................................................... 15

 

Введение

 

Наиболее распространенными объектами реальных приводов используемых в промышленности являются открытые передачи. Поэтому при курсовом проектировании, наряду с закрытыми передачами, рассчитываются открытые зубчатые, цепные и ременные передачи. Расчеты открытых передач в различных источниках имеют некоторые отличия, так как существуют различные подходы к решению этих задач, поэтому в данной работе предложены наиболее общеизвестные, стандартные методики расчета открытых передач и приведены необходимые справочные данные, что позволяет студентам обходиться без дополнительной литературы.

В методических указаниях принята единая система физических единиц (СИ) со  следующими отклонениями, допущенными в международных и межгосударственных стандартах на расчеты деталей машин: размеры  деталей передач выражаются в миллиметрах (мм), силы в ньютонах (Н), и соответственно напряжения в ньютонах, деленных на миллиметры в квадрате (Н/мм²), т.е. мегапаскалях (МПа), а моменты в  ньютонах, умноженных на миллиметр (Н·мм).

 

ВНИМАНИЕ! ПРИ РАСЧЕТЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ ИНДЕКС «1» ПРИСВАИВАЕТСЯ ВСЕМ ЭЛЕМЕНТАМ И ПАРАМЕТРАМ  ВЕДУЩЕГО ЗВЕНА, А ИНДЕКС «2» – ВЕДОМОГО ЗВЕНА РАСЧИТЫВАЕМОЙ ПЕРЕДАЧИ.

ИНДЕКСАЦИЯ, ПРИНЯТАЯ В КИНЕМАТИЧЕСКОМ РАСЧЕТЕ (НОМЕРА ВАЛОВ) НЕ ИСПОЛЬЗУЕТСЯ!

 

1 Расчет цепных передач

 

Наибольшее распространение получили приводные роликовые цепи нормальной серии ПР и 2 ПР по ГОСТ 13568. Ниже приведена методика расчета открытых цепных передач по критерию долговечности цепи, определяемой износостойкостью шарниров, при этом задание на расчет должно содержать следующие данные: мощность на ведущей звездочке Р₁, кВт; частота вращения ведущей (малой) n₁ и ведомой (большой) n₂ звёздочек, об/мин; режим работы - количество смен, расположение передачи – горизонтальное, под определенным углом, вертикальное. Могут быть заданы величины n₁, передаточное число u и крутящий момент Т₁, Н×мм, тогда Р₁ и n₂ определяют расчетным путем: Р₁ = Т₁· n₁·π/30;   n₂ = n₁·u.

1.1 Определение числа зубьев звёздочек:

- ведущей быстроходных передач, для уменьшения динамических нагрузок: z₁=31 - 2×u;

• ведущей неответственных тихоходных передач для уменьшения габаритов: z₁=19 - u (но не меньше 9).
• числа зубьев ведущих звездочек округляют до ближайшего целого нечетного числа, а ведомых - до ближайшего целого четного числа.

- ведомой: z₂=z₁×u - округляют до ближайшего целого числа; во избежание соскакивания цепи ограничивают z₂£120.

1.2 Вычисление шага цепи

, мм,

где [p] – ориентировочное допускаемое среднее давление в шарнирах цепи. Выбирают с учетом n₁ по таблице А.1, ориентируясь на среднее значение шага цепи t_ср=25,4 мм;

m – число рядов цепи, рекомендуется принимать однорядную цепь для предотвращения неравномерности нагружения пластин в звене и снижения требований к качеству изготовления передач;

K_э=К_д×К_а×К_н×К_р×К_см×К_п – коэффициент эксплуатации,

здесь: К_д – динамический коэффициент, учитывающий характер нагрузки, равный 1 при спокойной нагрузке; 1,25…1,5 – при толчкообразной или переменной нагрузке; 1,8…2,5 - при ударной нагрузке (ленточный транспортер - спокойная нагрузка, цепной конвейер – толчкообразная нагрузка, пневматические молоты, строгальные и долбежные станки, прокатные станы – ударная нагрузка). Если не указан рабочий орган, для которого рассчитывается привод, то К_д = 1,5.

        К_а - коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, равный 1 при а′=(30…50)×t; 0,8 - при а′=(60…80)×t; 1,25 - при а′<25×t;  Для передач с гибкой связью межосевое растояние определяется удобством расположения элементов привода. Если заранее нельзя его определить принимают а′= 40×t.

К_н - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи к горизонту, равный 1 при наклоне до 60⁰ и равный 1,25 при наклоне свыше 60⁰;

К_р - учитывает способ регулирования натяжения цепи, равен 1 при автоматическом регулировании и равен 1,25 - при периодическом регулировании;

К_см - коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, равный 1 при непрерывной капельной смазке; 0,8 - при картерной смазке; 1,3…1,5 - при периодической смазке;

К_п - коэффициент, учитывающий периодичность работы равный 1 при односменной работе; 1,25 - при двухсменной; 1,5 - при трехсменной.

По полученному значению t принимают согласно ГОСТ 13568 (таблица А.2, А.3) стандартную величину шага цепи и выписывают все параметры цепи (см. табл. 1).

 

Таблица 1

t, мм	BBН, мм	d, мм	d1*,мм	h, мм	B, мм	F, Н	q, г/м	S, мм2

d₁* - диаметр ролика цепи, не путать с d₁ –делительным диаметром ведущей звездочки

1.3 Проверка условия обеспечения износостойкости цепи

1.3.1 n£[n₁] - допускаемое значение частоты вращения ведущей звездочки, об/мин, находят по таблице А.4, в случае не обеспечения условия принимают многорядную цепь меньшего шага.

1.3.2 Из условия обеспечения износостойкости цепи расчетное значение среднего давления в шарнирах цепи «р» должно быть меньше допускаемого [р]:

 

где , - окружная сила, H;

 – скорость цепи, м/с;

S - проекция опорной поверхности шарнира, мм², принимают согласно таблиц А.2, А.3;

[р]=[р]_табл.×[0,01× (z₁-17)+1],

здесь [р]_табл. находят из таблицы А.1.

Допускается недогрузка на 10 % или перегрузка на 5 %. Если условие не выполняется, то соответственно уменьшают, либо увеличивают числа зубьев звездочек (п. 1.1), если это не дает положительного результата, то выбирают другой шаг цепи (п. 1.2).

1.4 Определение геометрических параметров передачи

1.4.1 Учитывая принятое по п. 1.2 межосевое расстояние, например, рекомендуемая величина межосевого расстояния а=(30…50)×t, вычисляют предварительно а′=40×t.

 

1.4.2 Определяют число звеньев цепи:

Полученное число звеньев рекомендуется принимать четным, тогда отпадает необходимость в использовании переходных звеньев, которые по прочности уступают основным и редко встречаются в практике.

1.4.3 Уточняют межосевое расстояние:

, мм

Полученное значение до целого числа не округляют.

Для обеспечения свободного провисания цепи предусматривают уменьшение уточненного межосевого расстояния на 0,2…0,4 %, тогда монтажное межосевое расстояние будет равно а=0,997·а″.

1.4.4 Определяют делительные «d» и наружные «D_е» диаметры ведущей и ведомой звездочек:

, мм;

 

,

где К – коэффициент высоты зуба, величину которого принимают в зависимости от геометрической характеристики зацепления λ (см. табл. 2).

,

Таблица 2

λ	от 1,40 до 1,50	от 1,50 до 1,60	от 1,60 до 1,70	от 1,70 до 1,80	от 1,80 до 2,00
К	0,480	0,532	0,555	0,575	0,565

1.5 Проверка коэффициента запаса прочности

Вычислив параметры передачи, проверяют цепь на прочность, определяя коэффициент запаса прочности.

 ,

где F_Р - разрушающая нагрузка, Н; (таблица А.2, А.3);

K_д - динамический коэффициент, п. 1.2.;

q - масса 1 м цепи (таблица А.2, А.3);

K_f - коэффициент, учитывающий положение цепи: равен 6 при горизонтальной передаче; 1,5 – при угле наклона 45⁰ и равен 1 при вертикальном расположении цепи;

a – принятое межосевое расстояние, мм;

[s] - допускаемый запас прочности (таблица А.5).

Если s³[s], то условие прочности и долговечности удовлетворено; в противном случае выбирают цепь большего шага или двухрядную и повторяют расчёт.

1.6 Определение силы действующей на валы

Сила, действующая на валы, определяется по формуле:

F_в=F_t×K_В,

где К_В - коэффициент нагрузки вала, учитывающий характер нагрузки, действующей на вал и расположение передачи: К_В=1,15…1,3, если угол наклона передачи до 40⁰; К_В=1,05…1,15, если угол наклона передачи более 40⁰. Меньшее значение соответствует спокойной нагрузке, большее - ударной.

Направление силы F_В принимают совпадающей с линией, соединяющей оси валов.

 

2 Расчет зубчатых передач

 

Расчет открытых зубчатых передач проводят на основе данных кинематического расчета, из которого известны моменты на валах Т₁ и Т₂, Н×мм; угловые скорости w₁ и w₂, с^-1 и передаточное число u. Открытые передачи рассчитывают на выносливость зубьев по напряжениям изгиба.

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

Выбирают материал зубчатых колес, их термообработку и определяют допускаемые напряжения изгиба (таблица А.6). Например, принимают в качестве материала колес сталь 45 нормализованную, НВ₂=190, s_В2=570 МПа, s_Т2=290 МПа; учитывая, что твердость поверхности зубьев шестерни должна быть на 20…30 единиц НВ выше чем у зубьев колеса, для шестерни принимаем сталь 45 с термообработкой - улучшение до НВ 210, s_В1=710 МПа, s_Т2=390 МПа.

2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

где  - предел выносливости зубьев при базовом числе циклов переменных напряжений изгиба (4×10⁶ циклов), =(1,7…1,8) НВ;

S_F=1,7…1,8 – коэффициент запаса прочности;

K_FL=1 - коэффициент долговечности;

K_FC=коэффициент, учитывающий реверсивность движения, K_FC=1 - для нереверсивного и K_FC=0,7…0,8 - для реверсивного движения. Допускаемые напряжения изгиба определяются отдельно для шестерни и для колеса.

2.3 Определение числа зубьев

Принимаем с учетом условия z₁³17 число зубьев шестерни, z₁=20 и определяют число зубьев колеса z₂=z₁×u. После округления z₂ до ближайшего целого числа уточняют передаточное число u′= z₂/z₁.

2.4 Определение коэффициента формы зуба Y_F

Согласно ГОСТ 21354 (таблица 3) находят значение коэффициента формы зуба  шестерни Y_F1 и зубчатого колеса Y_F2 в зависимости от их количества зубьев. Расчет по напряжениям изгиба зубьев проводят для того из колес, для которого отношение [s_F]/Y_F меньше, как правило, [s_F1]/Y_F1<[s_F2]/Y_F2.

 

Таблица 3

z	17	20	25	30	40	50	60	80	³100
YF	4,28	4,09	3,90	3,80	3,70	3,66	3,62	3,61	3,6

2.5 Определение модуля зацепления

, мм

где m – нормальный модуль зацепления; значение модуля округляют до ближайшего большего стандартного значения, причем целесообразно принимать m³2 и предпочтение следует отдавать 1 ряду:

ряд 1:   1;  1,5;  2; 2,5;  3;  4;  5;  6;  8;  10;  12;  16;  20;

ряд 2:   1,25;  1,375;  1,75;  2,25;  2,75;  3,5;  4,5;  5,5;  7;  9;  11;  14;  18.

K_F=K_Fa×K_Fb×K_FV – коэффициент нагрузки,

K_Fa – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, K_Fa=1 для прямозубых передач;

K_Fb – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (таблица А.7), при этом рекомендуется принимать значение коэффициента ширины венца колеса y_bd=b₂/d₁ в зависимости от расположения колес относительно опор:

а) консольное y_bd=0,4 при НВ₂<350 и y_bd=0,2 при НВ₂>350;

б) симметричное и несимметричное y_bd=1 при НВ<350 и y_bd=0,6 при НВ₂>350;

K_FV – коэффициент динамичности (таблица А.8), предварительно принимают окружную скорость V = 4 м/с;

y_bm – коэффициент ширины зубчатого венца по модулю: y_bm =6…10;

g=1,25…1,5 – коэффициент износа.

2.6 Определение основных геометрических размеров передачи

Определяют с точностью до сотых долей миллиметра основные геометрические размеры передачи:

2.6.1. Диаметры делительных окружностей:

d₁=m×z₁ и d₂=m×z₂.

2.6.2. Диаметры окружностей выступов:

d_a1=d₁+2m и d_a2=d₂+2m.

2.6.3. Диаметры окружностей впадин:

d_f1=d₁-2,5m и d_f2=d₂-2,5m.

2.6.4. Ширина зубчатого венца колеса: b₂=y_bm×m,

                                    венца шестерни: b₁=b₂+5 мм.

2.7 Определение окружной скорости шестерни

V=p×d₁×n₁/(60×1000), м/с. Затем назначают степень точности по ГОСТ 1643: не ниже 9 при V£3 м/с; 8 при V от 3 до 5 м/с, и 7 при V от 5 до 10 м/с.

2.8 Проверка условия прочности зубьев на выносливость

Условие прочности зубьев на выносливость проверяют по напряжениям изгиба, с учетом полученных наименьших значений п. 2.4:

, МПа

=K_Fa×K_Fb×K_FV - уточненное значение коэффициента нагрузки (таблица А.7, А.8).

Допускается недогрузка до 10 % и перегрузка до 5 %. При значительной недогрузке уменьшают ширину зубчатого венца.

2.9 Определение сил, действующих в зацеплении

Окружные силы                                F_t1=F_t2=2T₁/d₁,

Радиальные силы                             F_r1=F_r2=F_t×tga , где a=20⁰.

Силы нормального давления         

 

3 Расчет клиноременных передач

 

Клиноременные передачи обычно применяют в качестве понижающих на быстроходных ступенях приводов при мощностях до 50 кВт, скоростях ремня до 25 м/с и передаточных числах до 6. Исходные данные для расчета клиноременной передачи берут из кинематического расчета привода.

3.1 Выбор сечения ремня

Выбирают сечение ремня: для передаваемых мощностей до 2 кВт применяют сечение ремней О (Z), для мощностей от 2 до 200 кВт сечение ремней выбирают по номограмме (рисунок 1), например, для Р=5,5 кВт и n₁=900 мин^-1 (об/мин) сечение ремней принимают В (Б).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 1

3.2 Выбор диаметра ведущего шкива

Для выбранного сечения ремня по таблице А.9 принимают рекомендуемый диаметр ведущего шкива d₁. В технически обоснованных случаях допускается применение других стандартных значений, но не меньше минимального диаметра для данного типоразмера ремня.

3.3 Определение диаметра ведомого шкива

d₂=d₁·u, где u=n₁/n₂ передаточное число. Полученное значение d₂  (мм) округляют до ближайшего значения по ГОСТ 20889: 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 475; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500.

3.4 Уточнение передаточного числа

u′=d₂/d₁.

Расхождение расчетного передаточного числа с первоначально заданным:

 

3.5 Определение межосевого расстояния

Для передач с гибкой связью межосевое растояние определяется удобством расположения элементов привода. Для клиноременных передач его выбирают в интервале:

d₁ + d₂  ³  a  ³ 0,55(d₁+d₂)+T₀;

где T₀ –высота ремня, таблица А9.

3.6 Определение длины ремня

Полученное значение L_p (мм) округляют до ближайшего значения по ГОСТ 1284.1:    400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 1800; 2000; 2400; 2500; 2800; 3150; 3550; 4000; 4500; 5000; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000; 11200; 14000; 16000; 18000.

3.7 Уточнение межосевого расстояния

,

где            

3.8 Определение угла обхвата ремнем меньшего шкива

.

3.9 Вычисление мощности передачи с одним ремнем

Р_p=Р₀·C_a·C_L/C_p,

где Р₀ – номинальная мощность передачи с одним
ремнем, таблица А.10, А11;

C_a - коэффициент угла обхвата, таблица А.12;

C_р - коэффициент динамичности и режима работы, таблица А.13,

C_L - коэффициент, учитывающий длину ремня, таблица А.15.

3.10 Определение числа ремней в передаче

Число ремней в передаче z для обеспечения среднего ресурса эксплуатации определяют по формуле:

z=Р/(Р_p×C_z),

где Р – мощность на ведущем валу, кВт;

C_z – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, таблица А.14.

3.11 Определение среднего ресурса ремней при эксплуатации

Согласно ГОСТ 1284.2 средний ресурс ремней при эксплуатации в среднем режиме работы Т_ср устанавливается в 2000 ч. При других режимах работы ресурс ремней вычисляют по формуле:

Т_ср.р.=Т_ср×К₁×К₂;

где К₁=2,5;  1,0;  0,5; или 0,25 соответственно для легкого, среднего, тяжелого или очень тяжелого режима работы.

К₂ =0,75 – для районов с холодным и очень холодным климатом, для других районов К₂=1.

3.12 Определение величины натяжения

величина натяжения, Н, ветви одного ремня:

,

где u - окружная скорость ремня, м/с:

;

q - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, таблица А.16;

C_L, С_р, ,С_a - смотри выше.

3.13 Определение силы, действующей на вал

Сила, действующая на вал:

, Н

Направление силы можно принять совпадающим с линией, соединяющей оси валов.

Приложение А

(справочное)

Таблица А.1 – Допускаемое среднее давление [р], МПа (при z₁=17)

n1, об/мин	Шаг цепи t,мм
	12,7	15,875	19,05	25,4	31,75	38,1	44,45	50,8
50	46	43	39	36	34	31	29	27
100	37	34	31	29	27	25	23	22
200	29	27	25	23	22	19	18	17
300	26	24	22	20	19	17	16	15
500	22	20	18	17	16	14	13	12
750	19	17	16	15	14	13	–	–
1000	17	16	14	13	13	–	–	–
1250	16	15	13	12	–	–	–	–

Примечания. 1. Если z₁¹17, то приведенные в таблице значения [р] следует умножить на k_z=1+0,01(z₁-17).

2. Для двухрядных цепей табличные значения [p] уменьшать на 15 %.

 

Таблица А.2 – Цепи приводные роликовые однорядные ПР (ГОСТ 13568), размеры, мм

t	BBН	d	d1*	h	b	FР, Н	q, кг/м	S, мм2
8,0	3,0	2,31	5,0	7,5	6	4600	0,2	11
9,525	5,72	3,28	6,35	8,5	13	9100	0,45	28
12,7	5,40	4,45	8,51	11,8	19	17854	0,65	39,6
15,875	6,48	5,08	10,16	14,8	20	22268	0,80	54,8
19,05	12,70	5,96	11,91	18,2	33	31195	1,5	105,8
25,4	15,88	7,95	15,88	24,2	39	55622	2,6	179,7
31,75	19,05	9,55	19,05	30,2	46	86818	3,8	262
38,10	25,4	11,1	22,23	36,2	58	124587	5,5	394
44,45	25,4	12,7	25,4	42,4	62	169124	7,5	473
50,8	31,75	14,29	28,58	48,3	72	222490	9,7	646

Обозначения: t – шаг цепи, измеряемый под нагрузкой Р_н=0,01·F; В_ВН – расстояние между внутренними пластинами; d – диаметр валика; –диаметр ролика; h – ширина пластины; b – длина валика; F_Р – разрушающая нагрузка; q – масса 1 м цепи; S – проекция опорной поверхности шарнира.

Пример обозначения цепи с шагом 25,4 мм и разрушающей нагрузкой F=5670 кгс (55622 Н):

Цепь ПР – 25,4 – 5670 ГОСТ 13568

 

Таблица А.3 – Цепи приводные роликовые двухрядные 2 ПР, размеры, мм

t	BBH	d	d1*	h	b	A	FР, Н	q, кг/м	S, мм2
12,7	7,75	4,45	8,51	11,8	35	13,92	31196	1,4	105
15,875	9,65	5,08	10,16	14,8	41	16,58	44537	1,9	140
19,05	12,7	5,88	11,91	18,2	54	22,78	70632	3,5	211
25,4	15,88	7,95	15,88	24,2	68	29,29	111245	5,0	359
31,75	19,05	9,55	19,05	30,2	82	35,36	173637	7,3	524
38,1	25,4	11,12	22,23	36,2	104	45,44	249174	11,0	788
44,45	25,4	12,75	25,4	42,2	110	48,87	337562	14,4	946
50,8	31,75	14,29	28,58	48,3	130	53,55	445178	19,1	1292

Обозначения см. табл. А.2.

Пример обозначения двухрядной приводной роликовой цепи с шагом 25,4 мм и разрушающей нагрузкой F_Р =11340 кгс (111245 Н):   Цепь 2 ПР – 25,4 – 11340 ГОСТ13568

Таблица А.4 – Допускаемые значения [n₁], об/мин, малой звездочки для приводных роликовых цепей нормальной серии ПР (при z₁³15)

Шаг цепи t, мм	[n1], об/мин	Шаг цепи t, мм	[n1], об/мин
12,7	1250	31,75	630
15,875	1000	38,1	500
19,05	900	44,45	400
25,4	800	50,8	300

Для передач, защищенных от пыли при спокойной работе и надежной смазке допускается увеличение [n₁] на 25-30 %.

 

Таблица А.5 – Значения нормативного коэффициента запаса прочности [s] приводных роликовых цепей нормальной серии

n1, об/мин	Шаг цепи, мм
	12,7	15,875	19,05	25,4	31,75	38,1	44,45	50,8
50	7,1	7,2	7,2	7,3	7,4	7,5	7,6	7,6
100	7,3	7,4	7,5	7,6	7,8	8,0	8,1	8,3
300	7,9	8,2	8,4	8,9	9,4	9,8	10,3	10,8
500	8,5	8,9	9,4	10,2	11,0	11,8	12,5	–
750	9,3	10,0	10,7	12,0	13,0	14,0	–	–
1000	10,0	10,8	11,7	13,3	15,0	–	–	–
1250	10,6	11,6	12,7	14,5	–	–	–	–

 

Таблица А.6 – Механические свойства сталей, применяемых для изготовления зубчатых колес

Марка стали	Диаметр заготовки, мм	Предел прочности sв, Н/мм2	Предел текучести sт, Н/мм2	Твердость НВ (средняя)	Термообработка
45	100-500	570	290	190	Нормализация
45	До 90	780	440	230	Улучшение
	90-120	730	390	210
	Св. 130	690	340	200
30ХГС	До 140	1020	840	260
	Св. 140	930	740	250
40Х	До 120	930	690	270
	120-160	880	590	260
	Св. 160	830	540	245
40ХН	До 150	930	690	280
	140-180	880	590	265
	Св. 180	835	540	250
45Л	–	520	290	160	Нормализация
45Л		540	310	180
35ГЛ		590	340	190	Улучшение
35ХГСЛ		790	590	220

 

 

 

Таблица А.7 – Значения коэффициента K_Fb

	Твердость рабочих поверхностей зубьев
	£HB 350				>HB 350
	I	II	III	IV	I	II	III	IV
0,2	1,0	1,04	1,18	1,10	1,03	1,05	1,32	1,20
0,4	1,03	1,07	1,37	1,21	1,07	1,10	1,70	1,45
0,6	1,05	1,12	1,62	1,40	1,09	1,18	–	1,72
0,8	1,08	1,17	–	1,59	1,13	1,28	–	–
1,0	1,10	1,23	–	–	1,20	1,40	–	–
1,2	1,13	1,30	–	–	1,30	1,53	–	–
1,4	1,19	1,38	–	–	1,40	–	–	–
1,6	1,25	1,45	–	–	–	–	–	–
1,8	1,32	1,53	–	–	–	–	–	–

Примечание. Данные в столбце I относятся к симметричному расположению зубчатых колес относительно опор; II – к несимметричному; III – к консольному при установке валов на шариковых подшипниках; IV – то же, но при установке валов на роликовых подшипниках.

 

Таблица А.8 – Ориентировочные значения коэффициента К_FV

Степень точности	Твердость рабочей поверхности зубьев НВ	Значение КFV при окружной скорости V,м/c
		До 3	3-8	8-12,5
6	£ 350	1	1,2	1,3
	> 350	1	1,15	1,25
7	£ 350	1,15	1,35	1,45
	> 350	1,15	1,25	1,35
8	£ 350	1,25	1,45	–
	> 350	1,2	1,35	–

 

Таблица А.9 – Основные параметры клиноременной передачи
по ГОСТ 1284.1

Обозначение сечения ремня	Wp	W	Т0	Площадь сечения	Масса 1 м ремня	Диаметр ведущего шкива d1		Расчетная длина ремня Lp
						мини-мальный	рекомен-дуемый
	мм	мм	мм	мм2	кг	мм	мм	мм
Z (0)	8,5	10	6	47	0,06	63	80	400-3150
A	11,0	13	8	81	0,1	90	112	560-4500
В (Б)	14,0	17	11	138	0,18	125	160	630-6300
С (В)	19,0	22	14	230	0,30	200	250	1800-10000
D (Г)	27,0	32	19	476	0,60	315	400	2240-14000
Е (Д)	32,0	38	23,5	692	0,90	500	630	4000-18000

 

Таблица А.10 – Номинальная мощность Р₀, кВт, передаваемая одним клиновым ремнем (по ГОСТ 1284.3, с сокращением)

Сечение ремня (длина Lp, мм)	d1, мм	u	Частота вращения n1, об/мин
			400	800	950	1200	1450	1600	2000
Z (0) (1320)	71	1,2	0,22	0,39	0,45	0,54	0,63	0,69	0,82
		1,5	0,23	0,40	0,46	0,56	0,66	0,71	0,84
		3	0,23	0,42	0,48	0,58	0,68	0,73	0,87
	80	1,2	0,26	0,47	0,55	0,66	0,77	0,84	1,0
		1,5	0,27	0,49	0,56	0,68	0,80	0,86	1,03
		3	0,28	0,50	0,58	0,72	0,82	0,89	1,06
	100	1,2	0,36	0,65	0,75	0,92	1,07	1,16	1,39
		1,5	0,37	0,67	0,78	0,95	1,11	1,20	1,43
		3	0,38	0,70	0,80	0,98	1,14	1,24	1,48
	112	1,2	0,42	0,76	0,88	1,07	1,25	1,35	1,61
		1,5	0,43	0,78	0,91	1,10	1,29	1,40	1,66
А (1700)	100	1,2	0,50	0,88	1,01	1,22	1,41	1,52	1,65
		1,5	0,52	0,91	1,05	1,25	1,45	1,57	1,71
		3	0,53	0,94	1,08	1,30	1,50	1,62	1,76
	125	1,2	0,71	1,28	1,47	1,77	2,06	2,22	2,42
		1,5	0,74	1,32	1,52	1,83	2,13	2,29	2,50
		3	0,76	1,36	1,57	1,89	2,19	2,36	2,58
	160	1,2	1,00	1,81	2,09	2,52	2,92	3,14	3,61
		1,5	1,03	1,87	2,15	2,60	3,02	3,24	3,53
		3	1,07	1,93	2,22	2,69	3,11	3,35	3,64
	180	1,2	1,16	2,10	2,43	2,93	3,38	3,63	3,94
		1,5	1,20	2,17	2,51	3,03	3,50	3,75	4,07
		3	1,24	2,24	2,59	3,12	3,61	3,87	4,19
В (Б) (2240)	140	1,2	1,12	1,95	2,22	2,64	3,01	3,21	3,66
		1,5	1,16	2,01	2,30	2,72	3,10	3,32	3,78
		3	1,20	2,08	2,37	2,82	3,21	3,42	3,90
	180	1,2	1,70	3,01	3,45	4,11	4,70	5,01	5,67
		1,5	1,76	3,11	3,56	4,25	4,85	5,17	5,86
		3	1,81	3,21	3,67	4,38	5,01	5,34	6,05
	224	1,2	2,32	4,13	4,73	5,63	6,39	6,77	7,55
		1,5	2,40	4,27	4,89	5,81	6,60	7,00	7,80
		3	2,47	4,40	5,04	6,00	6,81	7,22	8,05
	280	1,2	3,09	5,49	6,26	7,42	8,30	8,69	9,20
		1,5	3,19	5,67	6,47	7,66	8,57	8,97	9,50
		3	3,29	5,85	6,67	7,91	8,84	9,26	9,80

 

 

 

 

 

 

Таблица А.11 – Номинальная мощность Р₀, кВт, передаваемая одним клиновым ремнем (по ГОСТ 1284.3, с сокращением)

Сечение ремня (длина Lp, мм)	d1, мм	u	Частота вращения n1, об/мин
			400	800	950	1200	1450
C (В) (3750)	224	1,2	3,20	5,47	6,18	7,18	7,79
		1,5	3,31	5,65	6,38	7,45	8,23
		3	3,41	5,83	6,85	7,69	8,49
	280	1,2	4,63	8,04	9,08	10,49	11,47
		1,5	4,78	8,30	9,37	10,83	11,84
		3	4,93	8,57	9,67	11,17	12,22
	355	1,2	6,47	11,19	12,55	14,23	15,10
		1,5	6,69	11,56	12,95	14,70	15,59
		3	6,90	11,92	13,36	15,16	16,09
	450	1,2	8,77	14,76	16,29	17,75	–
		1,5	9,05	15,24	16,82	18,33
		3	9,34	15,72	17,35	18,91
D (Г) (6000)	400	1,2	12,25	19,75	21,46	22,68	–
		1,5	12,64	20,40	22,16	23,42
		3	13,04	21,04	22,86	24,16
	560	1,2	20,27	31,62	33,21	–	–
		1,5	20,93	32,65	34,30
		3	21,59	33,68	35,38
D (Г) (6000)	710	1,2	27,23	39,44	38,90	–	–
		1,5	28,12	40,73	40,17
		3	29,01	42,02	41,44
Е (Д) (7100)	560	1,2	24,07	31,62	33,21	–	–
		1,5	24,85	32,65	34,30
		3	25,64	33,68	35,38
	710	1,2	34,05	39,44	38,90	–	–
		1,5	35,17	40,73	40,17
		3	36,28	42,02	41,44

 

Таблица А.12 – Значение коэффициента угла обхвата

Угол обхвата a°	180	170	160	150	140	130	120	110	100	90	80	70
Сa	1,0	0,98	0,95	0,92	0,89	0,86	0,82	0,78	0,73	0,68	0,62	0,56

 

Таблица А.13 – Значение коэффициента режима работы

Режим работы: кратковременная нагрузка, % от номинальной	Типы машин	Ср 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

 

Продолжение таблицы А.13

Режим работы: кратковременная нагрузка,  % от номинальной	Типы машин	Ср при числе смен
Тяжелый; 200	Конвейеры скребковые; шнеки; станки строгальные и долбежные; прессы; машины для брикетирования кормов; деревообрабатывающие.	1,2	1,3	1,6
Очень тяжелый; 300	Подъемники, экскаваторы, молоты, дробилки, лесопильные рамы.	1,3	1,5	1,7

 

Таблица А.14 – Значение коэффициента С_Z

Число ремней в комплекте	СZ
2-3	0,95
4-6	0,9
Более 6	0,85

 

Таблица А.15 – Значения коэффициента С_L для клиновых ремней (ГОСТ 1284.3)

Lр, мм	Сечение ремня
	Z (0)	A	В (Б)	С (В)	D (Г)		Е (Д)
400	0,79	–	–	–	–		–
500	0,81	–	–	–	–		–
560	0,82	0,79	–	–	–		–
710	0,86	0,83	–	–	–		–
900	0,92	0,87	0,82	–	–		–
1000	0,94	0,89	0,84	–	–		–
1250	0,98	0,93	0,88	–	–		–
1500	1,03	0,98	0,92	–	–		–
1800	1,06	1,01	0,95	0,86	–		–
2000	1,08	1,03	0,98	0,88	–		–
2240	1,10	1,06	1,00	0,91	–		–
2500	1,30	1,09	1,03	0,93	–		–
2800	–	1,11	1,05	0,95	–		–
3150	–	1,13	1,07	0,97	0,86	–
4000	–	1,17	1,13	1,02	0,91	–
4750	–	–	1,17	1,06	0,95	0,91
5300	–	–	1,19	1,08	0,97	0,94
6300	–	–	1,23	1,12	1,01	0,97
7500	–	–	–	1,16	1,05	1,01
9000	–	–	–	1,21	1,09	1,05
10000	–	–	–	1,23	1,11	1,07

 

Таблица А.16 – Значения коэффициента Θ

Сечение ремня	Z (0)	А	В (Б)	С (В)	D (Г)	Е (Д)
Θ	0,06	0,1	0,18	0,3	0,6	0,9

 

 

Скачать:METODIChKA-OP.doc