Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Министерство образования и науки
Российской Федерации
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Алтайский государственный технический университет
им. И.И. Ползунова»
И.М. Ковалев, С.Г. Цыбочкин
Расчет и проектирование
цепных передач
Методические указания к курсовому проектированию
по деталям машин и основам конструирования
БАРНАУЛ 2010
УДК 621.81
Ковалев, И. М. Расчет и проектирование цепных передач: методические указания к курсовому проектированию по деталям машин и основам конструирования / И. М. Ковалев, С. Г. Цыбочкин; Алт. гос. техн. ун-т им. И. И. Ползунова. – Барнаул: Типография АлтГТУ, 2010. - 32 с.
В методических указаниях приведены основные положения методики расчета цепных передач с роликовыми, втулочными и зубчатыми цепями. Рассмотрены примеры расчетов, даны необходимые справочные характеристики и рекомендации по выбору оптимальной конструкции цепной передачи.
Методические указания предназначены для студентов всех специальностей, выполняющих курсовой проект по деталям машин и основам конструирования. Они могут быть полезны студентам машиностроительных факультетов при выполнении курсовых и дипломных проектов.
Рассмотрены и одобрены на
заседании кафедры
"Детали машин"
Протокол № 3 от 11.11.09.
1. Общие сведения
Цепные передачи применяют в станках, транспортных, сельскохозяйственных, строительных, горных машинах для передачи движения между параллельными валами, расположенными на значительном расстоянии, когда зубчатые передачи непригодны, а ременные ненадежны. Наибольшее применение получили цепные передачи мощностью до 120 кВт при окружных скоростях до 15 м/с. В приводах с быстроходными двигателями цепную передачу, как правило, устанавливают после редуктора.
2. Цепи и звездочки
Приводная цепь – главный элемент цепной передачи. Она состоит из соединенных шарнирами звеньев. Основными типами приводных цепей являются втулочные, роликовые и зубчатые. Они стандартизованы и изготовляются специализированными заводами.
2.1 Приводные роликовые и втулочные цепи
Приводные роликовые цепи (ПР) состоят (рисунок 2.1) из последовательно чередующихся внутренних 1 и внешних 2 звеньев, которые шарнирно соединены между собой. Каждое звено выполнено из двух пластин, напрессованных на втулки 3 (у внутренних звеньев) или оси 4 (у наружных звеньев). Втулки и оси образуют шарниры, которые обеспечивают «гибкость» цепи. Для уменьшения износа зубьев звездочек на втулку перед сборкой звена надевают ролик 5, свободно вращающийся на ней. Зацепление цепи со звездочкой происходит через ролик, который перекатывается по зубу и уменьшает его износ. Кроме того, ролик выравнивает давление зуба на втулку и предохраняет ее от изнашивания.
В зависимости от передаваемой мощности цепи изготавливают однорядными (рисунок 2.1) и многорядными (рисунок 2.2) с числом рядов v = 2…4. Соединение концов при четном числе ее звеньев производят соединительным звеном 1, при нечетном – переходным 2 (рисунок 2.2).
Основные характеристики цепей типа ПР- приводные роликовые однорядные и типа 2ПР – приводные роликовые двухрядные по ГОСТ 13568-97 приведены в таблице 2.1.
Рисунок 2.1 - Роликовая цепь
Рисунок 2.2 - Цепь роликовая двухрядная:
1—соединительное звено; 2—переходное звено
Таблица 2.1 - Цепи приводные роликовые однорядные ПР и двухрядные 2ПР по ГОСТ 13568-97* (рисунок 2.1 и 2.2; размеры, мм)
|
Тип цепи - шаг t |
Ввн |
d |
d1 |
h |
b |
A |
Q кН |
q кг/м |
Aоп мм² |
|
ПР-9,525 |
5.72 |
3,28 |
6,35 |
8,5 |
17 |
- |
9,1 |
0,45 |
28,1 |
|
ПР-12,7 2ПР-12,7 |
7,75 7,75 |
4,45 4.45 |
8,5 1 8,51 |
11,8 11.8 |
21 35 |
- 13,92 |
18,2 31,8 |
0,75 1,4 |
39,6 105 |
|
ПР-15,875 2ПР-15,875 |
9,65 9,65 |
5,08 5,08 |
10,16 10,16 |
14,8 14,8 |
24 41 |
- 16,59 |
22,7 45,4 |
1 1,9 |
54,8 140 |
|
ПР-19,05 2ПР-19,05 |
12,70 12,70 |
5,96 5,96 |
11,91 11,91 |
18,2 18,2 |
33 54 |
- 15,50 |
31,8 72,0 |
1,9 3,5 |
105,8 211 |
|
ПР-25,4 2ПР-25,4 |
15,88 15,88 |
7,95 7,95 |
15,88 15,88 |
24,2 24,2 |
39 68 |
- 29,29 |
60,0 113,4 |
2,6 5,0 |
179,7 359 |
|
ПР-31,75 2ПР-31,75 |
19,05 19,05 |
9,55 9,55 |
19,05 19,05 |
30,2 30,2 |
46 82 |
- 35,76 |
88,5 177,0 |
3,8 7,3 |
262 524 |
|
ПР-38,1 2ПР-38,1 |
25,4 25,4 |
11,12 11,12 |
22,23 22,23 |
36,2 36,2 |
58 104 |
- 45,44 |
127,0 254,0 |
5,5 11,0 |
394 788 |
|
ПР-44,45 2ПР-44,45 |
25,4 25,4 |
12,72 12,72 |
25,4 25,4 |
42,4 42,4 |
62 110 |
- 48,87 |
172,4 344,8 |
7,5 14,4 |
473 946 |
|
ПР-50,8 2ПР-50,8 |
31,75 31,75 |
14,29 14,29 |
28,58 28,58 |
48,3 48,3 |
72 130 |
- 58,55 |
226,8 453,6 |
9,7 19,17 |
646 1292 |
|
П р и м е ч а н и е: параметр Аоп , мм², означает проекцию опорной поверхности шарнира. Для цепей ПР Аоп = 0,28t², за исключением цепи с шагом 15,875, для которой Аоп = 0,22t², и цепей с шагом 9,525 и 12,7, для которых Аоп = 0,31t². Шаг цепи t измеряют под нагрузкой, равной 0,01Q, где Q -- разрушающая нагрузка, q – масса одного метра цепи. |
В обозначении роликовой или втулочной цепи указывают: тип, шаг, разрушающую нагрузку и номер ГОСТа (например, обозначение приводной роликовой цепи с шагом t=25,4 мм и разрушающей нагрузкой Q=60 кН - Цепь ПР-25,4-60 ГОСТ 13568-97). У многорядных цепей в начале обозначения указывают число рядов: для двухрядных цепей - 2ПР, для трехрядных цепей - 3ПР.
Приводные роликовые длиннозвенные цепи (ПРД) – выполняют с удвоенным шагом в сравнении с обычными роликовыми. Поэтому они легче и дешевле обычных. Их применяют при малых скоростях, в частности, в сельскохозяйственном машиностроении.
Приводные роликовые цепи с изогнутыми пластинами (ПРИ) – набирают из одинаковых звеньев, подобных переходному звену (см. рисунок 2.2). В связи с тем, что пластины работают на изгиб и поэтому обладают повышенной податливостью, эти цепи применяют при динамических нагрузках (ударах, частых реверсах и т. д.)
Приводные втулочные цепи (ПВ) по конструкции совпадают с приводными роликовыми цепями, но не имеют роликов, что уменьшает их габариты и массу, но увеличивает износ шарниров. Втулочные цепи изготовляют с шагом только 9,525 мм и применяют, в частности, в мотоциклах и в автомобилях (привод к распределительному валу).
2.2 Приводные зубчатые цепи
Зубчатые цепи состоят из набора пластин зубообразной формы, шарнирно соединенных между собой (рисунок 2.3). Число пластин определяет ширина цепи B, которая зависит от передаваемой мощности. Рабочими гранями пластин являются плоскости зубьев, расположенные под углом 60°, которыми каждое звено цепи садится на два зуба звездочки. Благодаря этой особенности зубчатые цепи обладают минимально возможным шагом и поэтому допускают более высокие скорости.
Для устранения бокового спадания цепи со звездочки применяют направляющие пластины, располагаемые по середине цепи или по ее бокам.
Шарнир трения качения (рисунок 2.4) состоит из двух призм 1 и 2 с цилиндрическими поверхностями, которые обеспечивают трение качения. Длина призм равна ширине цепи. Призма 1 закреплена в пластинах А, а призма 2 - в пластинах Б.
|
Рисунок 2.3 - Цепь зубчатая с шарнирами качения |
Рисунок 2.4 - Шарнир зубчатой цепи |
Зубчатые цепи по сравнению с другими работают более плавно, с меньшим шумом, лучше воспринимают ударную нагрузку, но тяжелее и дороже. Рекомендуются при скоростях V25 м/с. Приводные зубчатые цепи с шарнирами качения по ГОСТ 13552 - 81 приведены в таблице 2.2.
Таблица 2.2 - Цепи зубчатые с односторонним зацеплением по ГОСТ 13552-81 (рисунок 2.3; размеры, мм)
|
Общие параметры цепи |
B |
b1 |
Q, кН |
q, кг/м |
|
t=12,7 |
22,5 |
28,5 |
26 |
1,31 |
|
h=13,4 |
28,5 |
34,5 |
31 |
1,60 |
|
h1=7,0 |
34,5 |
40,5 |
36 |
2,00 |
|
s=1,5 |
40,5 |
46,5 |
42 |
2,31 |
|
w=4,76 |
46,5 |
52,5 |
49 |
2,70 |
|
52,5 |
58,5 |
56 |
3,00 |
|
|
t=15,875 |
30,0 |
38,0 |
41 |
2,21 |
|
h=16,7 |
38,0 |
46,0 |
50 |
2,71 |
|
h1=8,7 |
46,0 |
54,0 |
58 |
3,30 |
|
s=2,0 |
54,0 |
62,0 |
69 |
3,90 |
|
w=5,95 |
62,0 |
70,0 |
80 |
4,41 |
|
70,0 |
78,0 |
91 |
5,00 |
|
|
t=19,05 |
45,0 |
54,0 |
74 |
3,90 |
|
h=20,1 |
57,0 |
66,0 |
89 |
4,90 |
|
h1=10,5 |
69,0 |
78,0 |
105 |
5,91 |
|
s=3,0; w=7,14 |
81,0 |
90,0 |
124 |
7,00 |
|
93,0 |
102,0 |
143,0 |
8,00 |
|
|
t=25,4 |
57,0 |
66,0 |
101 |
8,40 |
|
h=26,7 |
75,0 |
84,0 |
132 |
10,80 |
|
h1=13,35 |
93,0 |
102,0 |
164,0 |
13,20 |
|
s=3,0; w=9,52 |
111,0 |
120,0 |
196,0 |
15,40 |
|
t=31,75 |
75,0 |
85,0 |
166 |
14,35 |
|
h=33,4; h1=16,7 |
93,0 |
103,0 |
206,0 |
16,55 |
|
s=3,0; w=11,91 |
111,0 |
121,0 |
246,0 |
18,80 |
|
129,0 |
139,0 |
286,0 |
21,00 |
|
|
Примечание. Q-разрушающая нагрузка, кН; q-масса одного метра цепи кг/м. Пример условного обозначения зубчатой цепи типа 1 (с односторонним зацеплением) с шагом t=15,875, Q=69 кН, B=54 мм: Цепь ПЗ-1-15, 875-69-54 ГОСТ 13552-81. |
2.3 Звездочки
По назначению звездочки делятся на ведущие, ведомые и вспомогательные (натяжные, обводные). По конструктивному исполнению различают звездочки со спицами, цельные, составные. Звездочки сравнительно небольших и средних размеров изготавливают из штампованных и кованных заготовок (рисунок 2.5, а, б). Звездочки больших диаметров выполняют составными, соединяя ступицы и диски сваркой или болтами (рисунок 2.5, в, г).
Звездочки по конструкции отличаются от зубчатых колес лишь профилем зубьев, размеры и формы которых зависят от типа цепи. Размеры, необходимые для изображения звездочек на сборочных чертежах, и конструкция профиля зуба в поперечном сечении для привод-
ных роликовых цепей приведены в таблице 2.3. Размеры венца звездочек зубчатых цепей (рисунок 2.6) вычисляют по зависимостям, приведенным в таблице 2.4 .
Диаметр dст и длину lст ступицы выполняют по соотношениям для зубчатых колес и шкивов ременных передач.
dст=(1,6…1,7)dв; lст=(0,9…1,4) dв; =7…8; b1, De по таблице 2.3
Рисунок 2.5 - Звездочки роликовой и втулочной цепей
Таблица 2.3 - Размеры и конструкция профиля зуба в поперечном сечении для приводных роликовых цепей
|
Однорядные |
Двухрядные |
|
|
Наименование параметров |
Расчетные формулы |
|
|
Диаметр делительной окружности |
dд |
dд = t/sin(180 o/z) |
|
Диаметр окружности выступов |
De |
De = t[0,532+ctg(180 o/z)] |
|
Диаметр окружности впадин |
Di |
Di = dд - 2r |
|
Радиус впадин |
r |
r = 0,5025 d1+ 0,05 мм |
|
Радиус закругления зуба |
r1 |
r1 = 1,7d1 |
|
Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений |
h 1 |
h1=0,8 d1 |
|
Диаметр обода (проточки) |
Dc |
Dc = t·ctg(180 o/z)-1,3h |
|
Радиус закругления: при шаге 35 мм при шаге 35 мм |
r2 r2 |
r2=2,5 r2=1,5 |
|
Ширина зуба звездочки: однорядной цепи двухрядной цепи |
b1 b2 |
b1 = 0,93BBH -0,15 мм b2 = 0,9BBH - 0,15 мм |
|
П р и м е ч а н и е: размеры t, A, BВН, d1, h (мм) в соответствии с выбранной цепью принимают по данным таблицы 2.1 |
Рисунок 2.6 - Размеры венца звездочек зубчатых цепей
Таблица 2.4 – Зависимости для определения размеров венца звездочек зубчатых цепей
|
Наименование параметров |
Расчетные формулы |
|
|
Диаметр делительной окружности |
dд |
dд = t/sin(180 o/z) |
|
Диаметр окружности выступов |
De |
De = t/tg(180/z) |
|
Диаметр окружности впадин |
Di |
Di = dд – 2h2/cos(180/z) |
|
Диаметр проточки |
Dc |
Dc = De 1,5t |
|
Ширина венца |
b |
b = B+2S |
|
Радиус впадин |
r |
r = 0,5025 d1+ 0,05 мм |
|
Радиус закругления зуба |
R |
R t |
|
Координата центра радиуса R |
c |
c=0,4t |
|
Ширина направляющей канавки |
a |
a=2S |
|
Толщина обода |
|
=h2 |
|
Толщина диска |
С |
С = (1,2…1,3) |
|
П р и м е ч а н и е: S – толщина пластины цепи, B – ширина цепи, h1 – расстояние от оси отверстия шарнира до вершины зуба цепи показаны на рисунок 2.3; h2=h1 + e - высота зуба, e - радиальный зазор (рисунок 2.6) |
Числовые значения h1, S, е и В (мм) принимают в зависимости от шага цепи t (таблица 2.5).
Таблица 2.5
|
Шаг, t |
h1 |
S |
е |
В |
|||||
|
12,7 |
7 |
1,5 |
1,3 |
22,5 |
28,5 |
34,5 |
40,5 |
46,5 |
52,5 |
|
15,875 |
8,7 |
2 |
1,6 |
30 |
38 |
46 |
54 |
62 |
70 |
|
19,05 |
10,5 |
3 |
1,9 |
45 |
57 |
69 |
81 |
93 |
- |
|
25,4 |
13,35 |
3 |
2,5 |
75 |
75 |
93 |
111 |
- |
- |
Для увеличения долговечности цепной передачи принимают по возможности большее число зубьев меньшей звездочки. При малом числе зубьев в зацеплении находиться небольшое число звеньев, что снижает плавность передачи и увеличивает изнашивание цепи из-за большого угла поворота шарнира.
По мере износа шарнира цепь вытягивается и стремиться подняться по профилю зубьев, причем тем больше, чем больше число зубьев звездочки. При весьма большом числе зубьев даже у мало изношенной цепи в результате радиального сползания по профилю зубьев цепь соскакивает со звездочки. Поэтому максимальное число зубьев большой звездочки ограничено: для втулочной цепи z290, для роликовой z2120, для зубчатой z2140.
Число зубьев малой звездочки для втулочных и роликовых цепей принимают по эмпирической зависимости
z1=31-2u,
где u=z2/z1 - передаточное число,
или по рекомендациям, представленным в таблице 2.6 для втулочных, роликовых и зубчатых цепей.
Таблица 2.6 - Рекомендуемое число зубьев малой звездочки
|
Цепь |
z1 при передаточном числе: |
Zmin |
|||||
|
1…2 |
2…3 |
3…4 |
4…5 |
5…6 |
6 |
||
|
Втулочная и роликовая |
31… 27 |
27… 25 |
23… 21 |
23… 21 |
21… 17 |
17… 15 |
13 |
|
Зубчатая |
35… 32 |
32…30 |
30…27 |
27…23 |
23…19 |
19…17 |
17 |
Предпочтительно принимать нечетные числа зубьев звездочек, что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному ее изнашиванию.
2.4 Материал цепей и звездочек
Цепи должны быть износостойкими и прочными. Пластины цепей изготавливают из стали 50, 40Х и других с закалкой до твердости HRC 40...50. Оси, втулки, ролики, вкладыши и призмы - из цементуемых сталей, например 15, 20, 15Х и других с закалкой до твердости HRC 52...65.
Материал звездочек должен быть износостойким и хорошо сопротивляться ударным нагрузкам. Звездочки изготавливают из сталей 40, 45Х и других с закалкой или из цементируемых сталей 15, 20Х и др. Перспективным является изготовление зубчатого венца звездочек из пластмасс, что понижает шум при работе передачи и изнашивание цепи.
3.Основные параметры, кинематика, геометрия и особенности эксплуатации цепных передач
3.1 Шаг цепи
Шаг t цепи является основным параметром цепной передачи и принимается по ГОСТу. Чем больше шаг, тем выше нагрузочная способность цепи, но сильней удар звена о зуб в период набегания на звездочку, меньше плавность, бесшумность и долговечность передачи. При больших скоростях принимают цепи с малым шагом.
В быстроходных передачах при больших мощностях рекомендуют также цепи малого шага: зубчатые большой ширины или роликовые многорядные. Максимальное значение шага цепи ограничивают наибольшей допустимой частотой вращения малой звездочки [n1]. Рекомендуемые значения шага цепи и допускаемые значения частоты вращения [n1] малой звездочки для приводных роликовых цепей серии ПР и 2ПР приведены в таблице 3.1.
Таблица 3.1 - Допускаемые значения частоты вращения [n1] малой звездочки для приводных роликовых цепей серии ПР и 2ПР
(при z1≥15)
|
t, мм |
[n1], об/мин |
t, мм |
[n1], об/мин |
|
12,7 15,875 19,05 25,4 |
1250 1000 900 800 |
31,75 38,1 44,45 50,8 |
630 500 400 300 |
|
П р и м е ч а н и е: для передач, защищенных от пыли, при спокойной работе и надежном смазывании допускается увеличение [n1] на 30%. |
Средняя скорость цепи, м/с
; (3.1)
где t -мм, n1 - в об/мин.
Для открытых передач V7м/c. Допускаемая частота вращения меньшей звездочки n1 приведена в таблице 3.1.
Цепь за один оборот звездочки проходит путь tz, следовательно, скорость цепи (м/с)
,
где t - шаг цепи, м; z1 и z2 - числа зубьев ведущей и ведомой звездочек; 1 и 2 - угловые скорости ведущей и ведомой звездочек, рад/с.
Из равенства скоростей цепи на звездочках передаточное число
.
Передаточное число цепной передачи переменно в пределах поворота звездочки на один зуб, что практически заметно при малом числе z1. Непостоянство u (обычно в пределах 1-2%) вызывает неравномерность хода передачи и колебания самой цепи. Среднее передаточное число за оборот постоянно. Для цепных передач рекомендуется u7.
Схема простой цепной передачи с двумя звездочками представлена на рисунке 3.1. Главный параметр цепи – ее шаг t, остальные геометрические параметры передачи выражают в зависимости от шага.
Рис. 3.1 - Геометрические параметры цепной передачи
Оптимальное межосевое расстояние передачи (рисунок 3.1) принимают из условия долговечности цепи
a=(30…50)t; (3.2)
где t - шаг цепи.
Нижнее значение числового коэффициента принимают для u1…2 и верхнее для u6…7.
Наибольшее amax80t; наименьшее amin0,6(De1+De2)+(3050) мм,
где De1 и De2 - наружные диаметры звездочек.
Число звеньев цепи
(3.3)
где at=a/t.
Полученное значение округляют до целого числа, желательно четного, после чего уточняют межосевое расстояние
(3.4)
Для нормальной работы передачи ведомая ветвь должна располагаться внизу (во избежание подхватывания ее звеньев зубьями ведущей звездочки) и иметь небольшое провисание f (рисунок 3.2) , для чего расчетное межосевое расстояние уменьшают на (0,002…0,005)a. При проектировании цепных передач следует избегать больших углов (>45) между линией соединяющей центры звездочек и горизонтальной линией. В передачах с большим углом подъема следует предусматривать натяжные устройства.
3.4. Нагрузки в ветвях цепи
Силовая схема цепной передачи аналогична силовой схеме ременной передачи. Можно выделить: F1 и F2 - натяжения ведущей и ведомой ветвей цепи; Ft - окружная сила (рисунок 3.1.); F0 - сила предварительного натяжения; FV - натяжение от центробежных сил.
Окружная сила, передаваемая цепью
Ft=2T/dд, (3.5)
где dд - делительной диаметр звездочки.
Предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви
F0=Kfqag, (3.6)
где Kf - коэффициент провисания; q - масса 1 м цепи; a - межосевое расстояние, м; g - ускорение свободного падения.
Натяжение цепи от центробежных сил
Fv=qV2 (3.7)
Сила FV нагружает звенья цепи по всему контуру, но звездочками не воспринимается.
Натяжение ведущей ветви цепи работающей передачи (рисунок 3.3)
F1=Ft+F0+Fv. (3.8)
Натяжение ведомой ветви цепи F2 равно большему из натяжений F0 и FV .
Благодаря тому, что шарнир сбегающего звена цепи упирается в зуб, сила F2 не передается на звенья, расположенные на звездочке.
Нагрузка на валы звездочек. Цепь действует на валы звездочек с силой
Fоп=kВFt+2F0, (3.9)
где kВ - коэффициент нагрузки вала.
Направление силы Fоп принимают по линии центров валов.
3.5 Натяжение и смазывание цепи. КПД цепных передач
Натяжение цепи по мере изнашивания шарниров слабеет. Цепь вытягивается, стрела провисания f ведомой ветви увеличивается (рисунок 3.2), что вызывает захлестывание звездочки цепью. Для передач с углом наклона θ≤40º к горизонту [f] ≤0,02а; при θ>40º [f] ≤0,015а, где а—межосевое расстояние. Регулировочное натяжение цепи осуществляется устройствами, аналогичными применяемым для натяжения ремня, то есть перемещением вала одной из звездочек, нажимными роликами или оттяжными звездочками.
Натяжные устройства должны компенсировать удлинение цепи в пределах двух звеньев. При большей вытяжке цепи два его звена удаляют. Увеличение шага цепи от износа в шарнирах не компенсируется ее натяжением. По мере изнашивания цепь будет располагаться все ближе и ближе к вершинам зубьев и возникает опасность соскакивания ее со звездочек.
Смазывание цепи оказывает решающее влияние на ее долговечность. При скорости цепи V≤4 м/с применяют периодическое смазывание ручной масленкой примерно через каждые 7 часов. При V≤6 м/с применяют смазывание масленками-капельницами. Наиболее совершенно непрерывное смазывание погружением в масляную ванну закрытого корпуса: ведомую ветвь цепи погружают в ванну на глубину высоты пластин. В мощных быстроходных передачах применяют циркуляционное струйное смазывание от насоса.
КПД передачи зависит от потерь на трении в шарнирах цепи, на зубьях звездочек и на перемешивание масла при смазывании погружением. При нормальных условиях работы среднее значение КПД η=0,92…0,96.
4 Критерии работоспособности и расчета цепных передач
4.1 Виды повреждений
Цепные передачи выходят из строя по следующим причинам:
1.Износ шарниров, приводящий к удлинению цепи и нарушению ее зацепления со звездочками (основной критерий работоспособности для большинства передач).
2.Усталостное разрушение пластин по проушинам – основной критерий для быстроходных тяжело нагруженных роликовых цепей, работающих в закрытых картерах с хорошим смазыванием.
3.Проворачивание валиков и втулок в пластинах в местах запрессовки – распространенная причина выхода из строя цепей, связанная с недостаточно высоким качеством их изготовления.
4.Выкрашивание и разрушение роликов.
5.Предельное провисание холостой ветви – один из критериев для передач с нерегулируемым межосевым расстоянием, работающих при отсутствии натяжных устройств и стесненных габаритах.
6.Износ зубьев звездочек.
В соответствии с приведенными причинами выхода из строя основным критерием работоспособности цепных передач является долговечность цепи, определяемая изнашиванием шарниров. Цепи выбранные из условия износостойкости, обладают достаточной прочностью. Долговечность приводных цепей по износу в стационарных машинах должна составлять 10...15 тыс. часов работы.
4.2. Расчет передачи с роликовой цепью
В соответствии с основным критерием работоспособности цепных передач – износостойкостью шарниров цепи - нагрузочная способность цепи определяется из условия, чтобы среднее давление рц в шарнире звена не превышало допустимого [pц] в данных условиях эксплуатации:
(4.1)
где Ft - окружная сила, передаваемая цепью; Аоп - площадь проекции опорной поверхности шарнира (для роликовых цепей Аоп = dВвн, d - диаметр оси, Ввн – ширина внутреннего звена); Кэ - коэффициент эксплуатации.
Выразив в формуле (4.1) окружную силу Ft через момент Т на малой звездочке, шаг цепи t и число зубьев z1, а площадь проекции опорной поверхности шарниров через шаг t, получим формулу для предварительного выбора шага роликовой цепи:
(4.2)
где Т1 - вращающий момент на валу меньшей звездочки, H·м; z1 - число зубьев той же звездочки; [pц] - допускаемое давление, приходящееся на единицу проекции опорной поверхности шарнира, МПа; m – коэффициент рядности цепи, учитывающий неравномерность нагрузки по рядам; Кэ - коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи.
Так как величина [pц], входящая в формулу (4.2), зависит от определяемого главного параметра - шага цепи, то задачу решают методом последовательных приближений: предварительно принимают ориентировочное значение [pц] в соответствии с предполагаемым значением t, затем определяют t, округляют его до стандартного значения (ближайшего большего) и уточняют значение расчетного рц, определяемого из выражения (4.1).
Вычисленное значение рц не должно превышать допускаемого [pц]. Если это условие не выполнено, то следует просчитать варианты - с цепью большего шага или с двухрядной цепью. Если расчетное значение рц окажется значительно меньше [pц], то следует просчитать варианты с цепями меньшего шага.
При больших нагрузках и больших скоростях движения цепи могут получиться большие значения шага t, что является неблагоприятным в отношении динамики и габаритов передачи. В этом случае рекомендуется использовать многорядные цепи с меньшим значением шага цепи t (таблица 2.1).
Вычислив параметры передачи по формулам (3.1-3.9), проверяют выбранную цепь на прочность, определяя коэффициент запаса прочности:
(4.3)
где Q - разрушающая нагрузка; Ft – окружная сила; КД – динамический коэффициент; Fv – центробежная сила; F0 – сила предварительного натяжения от провисания цепи. Расчетный коэффициент запаса прочности S – должен удовлетворять условие S ≥ [S], где [S] – нормативный коэффициент, выбирается по таблице для найденного шага цепи в зависимости от значений частоты вращения меньшей звездочки.
4.3 Практический расчет цепной передачи с роликовой цепью
Практический расчет передачи связан либо с ее проектированием, когда основные параметры передачи еще не известны, или с проверочным расчетом, когда необходимо определить соответствие заданной долговечности.
Проектирование цепной передачи производят при следующих исходных данных: передаваемая мощность P1, кВт, или вращающий момент Т1, Нм, на ведущей звездочке; частота вращения ведущей звездочки n1, мин-1 и ведомой n2, мин-1, или передаточное число цепной передачи; предполагаемые условия монтажа и эксплуатации цепной передачи (режимы работы, динамичность нагрузки, способ регулирования межосевого расстояния, способ смазывания, угол наклона к линии горизонта); к числу известных параметров иногда относится заданное межосевое расстояние a, мм.
Проектный расчет
1. Выбрать предварительно приводную роликовую цепь (таблица 2.1) с учетом рекомендаций по таблицам 2.6, 3.1.
Определить по формуле (4.2) шаг цепи t, мм:
а) Кэ - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи (таблица 4.1);
Кэ =КдКс КqКрегКр: (4.4)
Таблица 4.1 - Значение поправочных коэффициентов К
|
Условия работы передачи |
Коэффициент |
|||
|
обозн. |
знач. |
|||
|
Динамичность нагрузки |
Равномерная Переменная или толчкообразная |
Кд |
1 1,2...1,5 |
|
|
Регулировка межосевого расстояния |
Передвигающимися опорами Нажимными звездочками Нерегулируемые передачи |
Крег |
1 0,8 1,25 |
|
|
Положение передачи |
Наклон линии центров звездочек к горизонту, град. |
q = 0...40 q = 40...90 |
kВ |
1,15 1,05 |
|
q ≤60 q > 60 |
K |
1 1,25 |
||
|
Способ смазывания |
Непрерывный (в масляной ванне или от насоса) Капельный Периодический |
Кс |
0,8 1 1,5 |
|
|
Режим работы |
Односменный Двухсменный Трехсменный |
Кр |
1 1,25 1,5 |
б) z1-число зубьев ведущей звездочки по таблице 2.6 или по эмпирической зависимости:
z1=31-2u ,
где u-передаточное число цепной передачи.
Полученное значение z1 округлить до целого нечетного числа, что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки z2 и четным числом звеньев цепи lt обеспечит более равномерное изнашивание зубьев и шарниров;
в) [pц] - допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм2; зависит от частоты вращения ведущей звездочки n1, об/мин (частота вращения тихоходного вала редуктора), ожидаемого шага цепи и выбирается из таблицы 4.2.
Таблица 4.2 - Допускаемое давление в шарнирах цепей [pц], H/мм2
|
Шаг цепи t, мм |
При частоте вращения меньшей звездочки n1, об/мин |
|||||||
|
50 |
200 |
400 |
600 |
800 |
1000 |
1200 |
1600 |
|
|
12,7...15,875 19,05...25,4 31,75...38,1 44,45...50,8 |
35 35 35 35 |
31,5 30 29 26 |
28,5 26 24 21 |
26 23,5 21 17,5 |
24 21 18,5 15 |
22,5 19 16,5 - |
21 17,5 15 - |
18,5 15 - - |
г) m- коэффициент рядности выбрать в зависимости от числа рядов цепи : для однорядных цепей (=1) – m=1; для двухрядных (=2) – m=1,7; для трехрядных (=3) – m=2,5.
Полученное значение шага t округлить до ближайшего стандартного значения по таблице 2.1. Сравнить значение t с шагом предварительно выбранной цепи:
- если предварительно была выбрана цепь с шагом отличным от расчетного, то необходимо уточнить значение [pц] и повторить расчет по формуле (4.2).
Оптимизация основных параметров при расчете цепной передачи заключается в выборе типа цепи, определении числа рядов цепи, шага цепи, числа зубьев звездочек, межосевого расстояния и других величин. Такая задача имеет много вариантное решение. А так как расчет и проектирование производится методом последовательного приближения, то для получения оптимальных решений в курсовом проектировании рекомендуется выбирать приводную роликовую цепь в зависимости от передаваемого вращающего момента Т1 (таблица 4.3) и допускаемой частоты вращения [n1] (таблица 3.1) ведущей звездочки.
Таблица 4.3 - Предварительный выбор приводной роликовой цепи по Т1
|
Вращающий момент ведущей звездочки Т1, Нм |
Рекомендуемые приводные роликовые цепи |
|
0…100 |
1ПР9,525 … 1ПР19,05 |
|
100…500 |
1ПР19,05…1ПР38,1; 2ПР12,7…2ПР25,4 |
|
500…1000 |
1ПР38,1…1ПР50,8; 2ПР19,05…2ПР31,75 |
|
1000…1500 |
2ПР25,4 … 2ПР38,1 |
|
1500…2500 |
2ПР38,1 … 2ПР50,8 |
2.Определить число зубьев ведомой звездочки:
z2 = z1 u.
Полученное значение z2 округлить до целого нечетного числа. Для предотвращения соскакивания цепи максимальное число зубьев ведомой звездочки ограничено: z2≤120.
3.Определить фактическое передаточное число uф и проверить его отклонение Du от заданного u:
uф=z2/z1; u=(|uф-u|/u)1004%.
4. Определить по формуле (3.2) оптимальное межосевое расстояние а, мм. Из условия долговечности цепи: а = (30...50) t, где t - стандартный шаг цепи. Тогда аt = а / t = 30...50 - межосевое расстояние в шагах.
5. Определить по формуле (3.3) число звеньев цепи lt.
Полученное значение lt округлить до целого четного числа.
6. Уточнить по формуле (3.4) межосевое расстояние аt в шагах. Полученное значение аt не округлять до целого числа.
7. Определить фактическое межосевое расстояние а, мм:
а = аt t.
Значение а не округлять до целого числа.
Так как ведомая (свободная) ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01а, то для этого при монтаже передачи надо предусмотреть возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005а. Таким образом, монтажное межосевое расстояние а м = 0,995а.
8. Определить длину цепи l, мм:
l = lt t.
Полученное значение l не округлять до целого числа.
9.Определить диаметры звездочек, мм.
Диаметры делительных окружностей ведущей dд1, ведомой dд2 звездочек:
dд1=t/sin(180o/z1); dд2 = t / sin(180 o/ z2).
Диаметры окружностей выступов ведущей De1, ведомой De2 звездочек:
De1 = t [0,532+ctg (180o/z1)]; De2 = t [0,532+ctg (180o/z2)].
Диаметры окружностей впадин ведущей Di1, ведомой Di2 звездочек:
Di1=dд1-2r; Di 2 = dд2 - 2r
где r = 0,5025d1+0,05 – радиус впадины, мм; d1 – диаметр ролика цепи (таблица 2.1).
Проверочный расчет
10.Проверить частоту вращения меньшей звездочки n1, об /мин:
n1≤[n]1,
где n1 - частота вращения ведущей звездочки (тихоходного вала редуктора), об /мин; [n]1 – допускаемая частота вращения, об/ мин, определяется по таблице 3.1.
11.Проверить число ударов цепи о зубья звездочек U, с-1:
U≤[U],
где U=4z1n1 /(60lt) - расчетное число ударов цепи; [U] = 508/t - допускаемое число ударов. Здесь t, в мм.
12.Определить по формуле (3.1) фактическую скорость цепи V, м/с, где значения t, мм, n1, об/мин.
13.Определить окружную силу, передаваемую цепью Ft , H, по формуле (3.5) или из выражения:
где Р1 - мощность на ведущей звездочке (на тихоходном валу редуктора), кВт.
14.Проверить давление в шарнирах цепи рц, Н/мм2:
где Аоп - площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2, (таблица 2.1).
Допускаемое давление в шарнирах цепи [pц] уточняют по таблице 4.2 в зависимости от шага цепи и частоты вращения меньшей звездочки.
Пригодность рассчитанной цепи определяется соотношением рц≤[pц]. Перегрузка цепи (рц>[pц]) не допускается. В таких случаях можно взять цепь типа ПР с большим шагом t и повторить проверку давления рц в шарнире, либо увеличить число зубьев ведущей звездочки z1 рассчитываемой цепи и повторить расчет передачи, либо использовать цепи большей рядности.
15. Проверить прочность цепи. Прочность цепи удовлетворяется соотношением S≥[S], где [S]-допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей (таблица 4.4); S - расчетный коэффициент запаса прочности по формуле (4.3), где:
а) Q - разрушающая нагрузка цепи, Н; зависит от шага цепи t и выбирается по таблице 2. 1.
б) Ft - окружная сила, передаваемая цепью, Н; КД - коэффициент, учитывающий характер нагрузки (таблица 4.1).
в) F0 - предварительное натяжение цепи по формуле (3.6) от провисания ведомой ветви, Н; где Kf - коэффициент провисания: Kf = 6 - для горизонтальных передач; Кf = 3 - для передач, наклонных к горизонту под 45о; Кf = 1 - для вертикальных передач; q - масса 1 м цепи, кг/м, (таблица 2.1); а - межосевое расстояние, м (см. п. 7, стр.22); g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения;
Таблица 4.4 - Допускаемый коэффициент запаса прочности [S] для роликовых (втулочных) цепей при z1=15...30
|
Шаг t, мм |
Частота вращения меньшей звездочки n1, об/мин |
||||||||
|
50 |
100 |
200 |
300 |
400 |
500 |
600 |
800 |
1000 |
|
|
12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 38,1 44,45 50,8 |
7,1 7,2 7,2 7,3 7,4 7,5 7,6 7,7 |
7,3 7,4 7,8 7,6 7,8 8,0 8,1 8,3 |
7,6 7,8 8,0 8,3 8,6 8,9 9,2 9,5 |
7,9 8,2 8,4 8,9 9,4 9,8 10,3 10,8 |
8,2 8,6 8,9 9,5 10,2 10,8 11,4 12,0 |
8,5 8,9 9,4 10,2 11,0 11,8 12,5 - |
8,8 9,3 9,7 10,8 11,8 12,7 - - |
9,4 10,1 10,8 12,0 13,4 - - - |
10,0 10,8 11,7 13,3 - - - - |
г) FV - натяжение цепи от центробежных сил, Н (по формуле 3.7); V, м/с - фактическая скорость цепи (см. п. 12, стр.23).
16. Определить силу давления цепи на вал Fоп, Н по формуле (3.9), где kВ - коэффициент нагрузки вала (таблица 4.1). При ударной нагрузке табличное значение kВ увеличить на 10...15%.
4.4. Расчет передачи с зубчатой цепью
Цепь приводная зубчатая показана на рисунке 2.3, ее параметры приведены в таблице 2.2.
Число зубьев звездочек: z1=37-2u (но не меньше 17), z2 = z1u (но не больше 140): здесь u=n1/n2=z2/z1. Параметры цепной передачи – межосевое расстояние аt, длину цепи - определяют по формулам (3.3) и (3.4). Силы, действующие в передачи, определяют так же, как и в случае передачи роликовыми цепями (см. формулы (3.5) – (3.9)).
Главный параметр зубчатой цепи – ее ширину В мм, определяют по формуле
B10P1Kэ/[P10] (4.5)
Здесь Р1- передаваемая мощность, кВт; коэффициент Кэ, имеет тоже значение, что и в передаче роликовой цепи (см. формулу (4.1) и пояснения к формуле (4.4)); [Р10] –мощность, кВт, допускаемая для передачи зубчатой цепью шириной 10 мм (таблица 4.5).
Т.к. значение [Р10] ,приведены в таблице в зависимости от шага t и скорости V, а в начале расчета эти величины неизвестны, то приходится выполнять расчет методом последовательных приближений:
Таблица 4.5 - Значение [P10], кВт, для приводных зубчатых цепей типа 1 (одностороннего зацепления), условной шириной 10 мм
|
t, мм |
Скорость цепи V, м/с |
||||||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
6 |
8 |
10 |
|
|
12,7 |
0,4 |
0,8 |
1,0 |
1,3 |
1,6 |
2,0 |
2,35 |
|
15,875 |
0,6 |
1,0 |
1,3 |
1,6 |
2,1 |
2,5 |
3,0 |
|
19,05 |
0,8 |
1,2 |
1,6 |
1,9 |
2,5 |
3,0 |
3,5 |
|
25,4 |
1,0 |
1,6 |
2,1 |
2,6 |
3,4 |
4,0 |
4,6 |
|
31,75 |
1,2 |
2,0 |
2,6 |
3,2 |
4,2 |
5,1 |
5,9 |
Оптимальные результаты могут быть получены на основе просчета ряда вариантов с различными сочетаниями величин t, z1, B.
Расчет заканчивается определением геометрических параметров передачи, нагрузок, действующих в ней, проверкой коэффициента прочности цепи – аналогично тому, как это изложено выше в расчете передачи приводными роликовыми цепями, с тем, однако, отличием, что расчетный коэффициент прочности должен быть не меньше нормативного [S], указанного в таблице 4.6.
Таблица 4.6 - Нормативный коэффициент запаса прочности [S] приводных зубчатых цепей типа 1 (с односторонним зацеплением)
|
t, мм |
Частота вращение меньшей звездочки n1, об/мин |
||||||||
|
50 |
100 |
200 |
300 |
400 |
500 |
600 |
800 |
1000 |
|
|
12,7 |
20 |
21 |
22 |
23 |
24 |
25 |
26 |
28 |
30 |
|
15,857 |
20 |
21 |
22 |
24 |
25 |
26 |
27 |
30 |
32 |
|
19,05 |
21 |
22 |
23 |
24 |
26 |
28 |
29 |
32 |
35 |
|
25,4 |
21 |
22 |
24 |
26 |
28 |
30 |
32 |
36 |
40 |
|
31,75 |
21 |
22 |
25 |
26 |
30 |
32 |
35 |
40 |
- |
5. Пример расчета передачи приводной роликовой цепью
Исходные данные:
Цепная нерегулируемая передача расположена между редуктором и конвейером. Передаточное число передачи u = 3,13. Для ведущей звездочки, расположенной на тихоходном валу редуктора известно: передаваемая мощность P1=10 кВт; частота вращения n1=360 об/мин; вращающий момент Т1 = 266 Нм; угол между линиями центров и горизонтальной линией - 450; смазывание периодическое; работа в одну смену. Характеризуется умеренными ударами.
Порядок расчета:
1. Выбираем по таблице 2.1, с учетом рекомендаций по таблице 4.3, цепь приводную роликовую однорядную 1ПР-25,4-60 ГОСТ 13568-97. Определяем шаг по формуле (4.2), предварительно вычисляя величины, входящие в эту формулу:
а) коэффициент эксплуатации:
Kэ=KдKсKKРегKр;
в соответствии с исходными данными принимаем (по таблице 4.1):
КД =1,25 (передача к конвейеру характеризуется умеренными ударами); Кс =1,5 (смазывание цепи периодическое); Кθ =1 (так как угол наклона цепи θ=45° <60°); Крег =1,25 (натяжение цепи не регулируется); Кр =1 (работа в одну смену).
Следовательно
KЭ = 1,25 . 1,5 . 1 . 1,25 . 1= 2,34;
б) число зубьев ведущей звездочки:
,
Округляем до целого нечетного числа z1=25;
в)значение [pц] принимаем по таблице 4.2, интерполируя для n1=360 об/мин: [рц]=27 МПа;
г) коэффициент рядности m=1, т.к., число рядов цепи =1.
По формуле (4.2) находим шаг цепи:
.
По таблице 2.1 принимаем ближайшее большее значение t=31,75 мм. Так как предварительно была выбрана цепь с шагом t=25,4 мм, то уточняем значение [pц] по таблице 4.2 для t=31,75 мм: [рц]=25,0 МПа.
Уточняем значение шага :
.
Выбираем по таблице 2.1 цепь приводную роликовую 1ПР 31,75 – 88,5 ГОСТ 13568-97.
2. Определяем число зубьев ведомой звездочки
z2=z1u=253,13=78,25.
Округляем полученное значение до целого нечетного числа z2=79. Проверяем условие: z2=79<120.
3. Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение u от заданного:
4. Определяем оптимальное межосевое расстояние в шагах:
a=(30...50)t=40t; at=a/t=40.
5. Определяем число звеньев цепи Округляем до целого четного числа:.
6.Уточняем межосевое расстояние по формуле at в шагах:
7. Определяем фактическое межосевое расстояние:
a=att=40,0931,75=1273 мм
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,5% т.е. на 1273.0,0056 мм. Монтажное межосевое расстояние aм=1267 мм.
8. Определяем длину цепи l, мм
l=lt t=13431,75=4254,5 мм.
9. Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:
Определяем диаметры окружностей выступов звездочек:
;
.
Определяем диаметры окружностей впадин звездочек:
Di2=dд1-2r=252,2-2(0,502519,05+0,05)=232,9 мм;
Di2=dд2-2r=800,1-2(0,502519,05+0,05)=780,8 мм,
где r = 0,5025d1+0,05 мм-радиус впадин; d1=19,05 мм-диаметр ролика цепи (таблица 2.1).
Проверочный расчет
10. Проверяем соответствие допускаемой (по таблице 3.1) и фактической частоты вращения меньшей звездочки n1. Допускаемая для цепи с шагом t=31,75 мм частота вращения [n1]=630 об/ мин, фактическая частота n1 = 360 об/ мин ; условие n1[n1] выполнено.
11. Проверяем число ударов цепи о зубья звездочки. Значение [U] по п.11 на стр.23 :
.
Условие U<[U] выполнено.
12. Определяем по формуле (3.1) фактическую скорость цепи:
13. Определяем окружную силу Ft, передаваемую цепью:
.
14. Проверяем давление в шарнирах цепи:
.
Допускаемое давление в шарнирах [pц] уточняем по таблице 4.2 в соответствии с выбранным шагом цепи t = 31,75 мм и частотой вращения меньшей звездочки. Интерполируя, для n1 = 360 об/мин находим [pц]=25 Н/мм2.
Условие pЦ < [pЦ] выполнено.
15. Проверяем коэффициент запаса прочности S по формуле (4.3):
a) разрушающая нагрузка Q=88,5103 H (таблица 2.1);
б) Кд=1,25;
в) Предварительное натяжение цепи F0 определяем по формуле (3.6):
F0=Kfqag=33,81,279,81142 H,
где Кf=3-коэффициент провисания (по п.15,в, на стр.23); q=3,8 кг/м-масса одного метра цепи (таблица 2.1); a=1,27 м – межосевое расстояние; g=9,81 м/с2 - ускорение свободного падения;
г) определяем по формуле (3.7) натяжение цепи от центробежных сил:
FV= qV2 =3,8.4,762 =86 Н.
Коэффициент запаса прочности:
.
Нормативный коэффициент запаса прочности для роликовой цепи с шагом t = 31,75 мм, при n1 = 360 об/мин находим по таблице 4.4: [S]9,9.
Условие S > [S] выполнено.
16. Определяем по формуле (3.9) силу давления цепи на вал:
Fоп=kВFt+2F0=1,26 . 2100+2.142=2888 Н
где kВ = 1,15 – коэффициент нагрузки вала, выбираем по таблице 4.1 . Учитывая ударный характер нагрузки, увеличиваем значение kВ на 10 %. Окончательно, kВ =1,26.
ЛИТЕРАТУРА
1. Анурьев, В. И. Справочник конструктора – машиностроителя: в 3-х т.: Т.2 / В. И. Анурьев; под ред. И. Н. Жестковой. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2001.-912 с.:ил.
2. Вагнер, В. А. Детали машин: учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов / В. А. Вагнер, В. П. Звездаков, А. В. Тюняев. – Барнаул: ОАО «ИПП «Алтай», 2007. -744 с.: ил.
3. Детали машин и основы конструирования / под ред. М.Н. Ерохина. – М.: Колос, 2004. – 462с.
4. Дунаев, П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. - М.: Издательский центр «Академия», 2003.- 496 с.
5. Курмаз, Л. В. Детали машин. Проектирование: учеб. пособие.– 2-е изд., испр. и доп. –Минск : УП «Технопринт», 2002. -290 с.
6. Машиностроение: энциклопедия: в 40т. Т.4-1: Детали машин. Конструкционная прочность. Трение, износ, смазка. - М.: Машиностроение, 1995.-864 с. :ил.
7. Современное машиностроение. Ч. 5: Основы машиноведения. Конструкция, параметры и основы конструирования. Кн.2.Типовые изделия машиностроения: атлас /П. Н. Учаев, С. Г. Емельянов, И.С.Захаров [и др. ]; под общ. ред. П. Н. Учаева - 4-е изд., испр. –М.: Высш. Шк., 2006. – 456 с.: ил.
8. Чернилевский, Д. В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования: учебное пособие для студентов вузов / Д. В. Чернилевский. - М.: Машиностроение, 2001. - 560 с.
СОДЕРЖАНИЕ
|
1. Общие сведения…………………………………………………..... 2.Цепи и звездочки………………………………………………….... 2.1 Приводные роликовые и втулочные цепи…………………….... 2.2 Приводные зубчатые цепи……………………………...………... 2.3 Звездочки………………………………………………………….. 2.4 Материал цепей и звездочек……………………...……………… 3.Основные параметры, кинематика, геометрия и особенности эксплуатации цепных передач…………………..…… 3.1 Шаг цепи……………………………………………………….…. 3.2. Скорость цепи и передаточное числоцепной передачи………………………………………………………3.3. Основные геометрические соотношения вцепных передачах……………………………………………….…….3.4. Нагрузки в ветвях цепи……………….………………………..... 3.5 Натяжение и смазывание цепи. КПД цепных передач……........ 4 Критерии работоспособности и расчета цепных передач….......... 4.1 Виды повреждений………………………………………….......... 4.2. Расчет передачи с роликовой цепью …………………….......... 4.3 Практический расчет цепной передачи с роликовой цепью……………………………………………………... 4.4. Расчет передачи с зубчатой цепью………………...………........ 5. Пример расчета передачи приводной роликовой цепью............... |
3 3 3 6 8 11 12 12 12 13 14 16 17 17 17 19 24 26 |
Иван Михайлович Ковалев
Сергей Григорьевич Цыбочкин
Расчет и проектирование цепных передач
Методические указания к курсовому проектированию
по деталям машин и основам конструирования
Подписано в печать .12.2009 г. Формат 60х84 1/16.
Печать. Усл.п.л.1,87.
Тираж 200 экз. Заказ 2009 - .
Отпечатано в типографии АлтГТУ им. И.И. Ползунова,
656038, г. Барнаул, пр-т Ленина, 46.
Лицензия на полиграфическую деятельность
ПЛД №28-35 от 15.07.97г.