Расчет механических передач приводов нефтегазового оборудования

Министерство образования и науки Российской Федерации
федеральное государственное бюджетное образование учреждение высшего
профессионального образования
«Российский государственный университет
нефти и газа (НИУ) имени И.М. Губкина»
Кафедра технической механики
С.А. Макушкин, В.Г.Певнев
РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
ПРИВОДОВ НЕФТЕГАЗОВОГО ОБОРУДОВАНИЯ
ЧАСТЬ I. МЕТОДИКИ РАСЧЕТА
Москва 2017
УДК 621.81
Рецензент: д.т.н., профессор А.П.Евдокимов
С.А. Макушкин, В.Г.Певнев. Расчет механических передач приводов
нефтегазового оборудования. Часть I. Методики расчета. Учебно-методическое
пособие по курсу «Детали машин и основы конструирования». -М.: РГУ нефти
и газа им И.М. Губкина, 2017.- 106 с.
Для использования в учебной практике предложено проектирование механических приводов оборудования рассматривать с позиции их модификации.
Это позволяет путем сравнительного анализа альтернативных вариантов принимать оптимальные технические решения.
Пособие содержит учебно-методические и справочные данные, необходимые для выбора, расчета и конструирования механических передач проектируемых приводов с деталями и узлами машин общетехнического назначения,
которые широко распространены в нефтегазовом оборудовании.
Учебно-методическое пособие предназначено для подготовки бакалавров,
обучающихся по направлениям 21.03.01 «Нефтегазовое дело»,
15.03.01 «Машиностроение», 15.03.02 «Технологические машины и оборудование», 20.03.01 «Техносферная безопасность», 27.03.01 «Стандартизация и
метрология» ,. при выполнении ими курсовых проектов и работ, а также домашних заданий в ходе изучения курсов «Детали машин и основы конструирования» и «Прикладная механика». Работа может быть полезна магистрантам
и аспирантам, а также использована в работе СКБ и УиНЦ им И.М. Губкина.
Данное издание является собственностью РГУ нефти и газа имени И.М.
Губкина и его репродуцирование (воспроизведение) любыми способами без согласия университета запрещается
© РГУ нефти и газа имени И.М. Губкина, 2017
© С.А. Макушкин , В.Г.Певнев 2017
2
ВВЕДЕНИЕ
Принцип модификации конструкций широко используется при
проектировании машин, приборов, агрегатов и их механизмов, в том
числе передаточных, которые могут состоять, в свою очередь, из одной или нескольких механических передач. Модификация позволяет
добиваться одних и тех же или близких результатов по техническим
характеристикам (параметрам) объектов проектирования различными
конструктивными средствами.
К основным характеристикам, которые необходимо обеспечить
в результате расчета и конструирования механических передач при
проектировании модификаций приводов оборудования, относятся
выходные параметры на рабочем органе машинного агрегата: силовые ( Ft , Н или Т , Н  м ), кинематические ( U  1 /  n , V , м / с или
 , рад / с ) и геометрические, например D, мм - диаметр рабочего
n
органа (ведущего барабана или ведущей звездочки конвейера и т.п.).
В техническом задании (ТЗ) на проектирование они заранее достигаются тремя конструктивными вариантами (модификациями) механическим приводов, которые включают в себя унифицированные электродвигатели серии 4А, компенсирующие муфты, а также: двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор и открытую цепную
передачу – в приводе первой модификации (М1), открытую ременную передачу и одноступенчатый редуктор – в приводе второй модификации (М2), двухступенчатый планетарный редуктор – в приводе
третьей модификации (М3).
Практически существует гораздо больше модификаций механических приводов различной степени сложности. Часть из них отражена
в типовых заданиях на курсовые проекты и курсовые и домашние работы при изучении студентами курсов «Детали машин и основы конструирования» и «Прикладная механика».
Основными входными параметрами привода, получаемыми в результате расчетов, являются:
мощность на входном (ведущем) валу передаточного механизма
P  P , Вт , или непосредственно мощность электродвигателя;
1
эд
частота вращения ведущего вала n  n
1
3
эд
, об / мин .
Остальные энергетические, кинематические и силовые параметры
(,U , ni ,i ,Ti ) являются вспомогательными, промежуточными и определяются по соответствующим аналитическим зависимостям. При
выполнении проектных (проектировочных) и проверочных (уточненных) расчетов могут использоваться также эмпирические зависимости.
Исходя из принципа равнопрочности деталей машин, все элементы модифицированных приводов должны обеспечить требуемый
срок службы t  ( Lh ) при заданном типовом режиме нагружения или
эквивалентного ему ступенчатом графике нагрузки.
Пособие содержит справочные и методические материалы, необходимые для выбора , расчета распространенных механических передач и других частей приводов оборудования. В определенной мере
в пособии адаптированы принципы и методы проектирования деталей
и узлов машин, распространенных в нефтегазовом оборудовании, и
приведены соответствующие сведения из учебной, справочной и методической литературы [1…17].
Пособие включает в себя методики (Часть I) и примеры (Часть
II) расчета закрытых зубчатых (цилиндрических , конических, планетарных) и червячных передач, а также открытых (цепных и ременных) передач.
При необходимости расчета закрытых конических передач с непрямыми зубьями, а также открытых цилиндрических и конических
зубчатых передач читатели могут обратиться к литературе [1- 6].
Сведения о расчете цилиндрических передач одноступенчатых редукторов при постоянной нагрузке приведены в [11,12], тяжелонагруженных цепных передач бурового оборудования в [13], закрытых фрикционных и специальных плоско-, клино- и зубчатоременных, а также поликлиновых передач в [14].
4
РАЗДЕЛ I РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА
ПРИВОДА ПЕРВОЙ МОДИФИКАЦИИ (М1)
Условия задачи
Рассчитать зубчатые передачи коническо-цилиндрического редуктора, входящего в привод к ленточному или цепному транспортеру.
Исходные данные для расчета
Кинематическая схема привода М1 приведена на рисунке 1.
Привод первой модификации состоит из электродвигателя 1, компенсирующей муфты 2, двухступенчатого зубчатого редуктора 3 и открытой цепной передачи 4, соединяющей выходной вал редуктора 3 с
приводным валом конвейера или транспортера 5.
Принятые на схеме нагрузочные и кинематические обозначения:
Pэ PI  , PII , PIII , PIV — мощность на валах привода, кВт;
n nI  , n II , nIII , nIV — частота вращения валов, об/мин;
э
T TI  , TII , TIII , TIV — крутящий момент на валах, Нм;
э
N I , N II , N III , N IV — число циклов нагружения валов.
1) Усилие на ленте Fл или на цепи Fц транспортера, Н.
2) Линейная скорость ленты V л или цепи Vц , м/сек.
3) Диаметр барабана ленточного транспортера Dб , мм или
шаг цепи tц , мм и число зубьев звездочки Z зв транспортера.
4) Длина барабана Lб ,мм
L
или расстояние между звездочками
зв ,мм.
5) Наклон зубьев: для цилиндрической передачи — косые зубья,
для конической передачи — прямые зубья.
Примечание - Для конической передачи можно использовать также круговые и
косые (тангенциальные) зубья.
6) Режим нагружения суммарный срок службы привода t указывается в задании на проектирование. Типовые режимы нагружения
указаны на рисунке 2. Режим нагружения может быть задан типовым
или по графику нагрузки (рисунок 3).
5
IV
Dзв=tц×Zзв
Dзв
Fц
Vзв(tц,Zзв)
5
1 — электродвигатель, 2 — муфта, 3 — редуктор,
4 — цепная передача,
5 — ленточный или цепной транспортер
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода первой модификации
6
0 — постоянный, I — тяжелый, II — средний равновероятный,
III — средний нормальный, IV — легкий, V — особо легкий
Рисунок 2 - Типовые режимы нагружения
а)
б)
Tn
Tn
T=const
α1=1
T1
tn
tΣ
tn
t1=k1tΣ
T2=α2T1
T3=α3T2
T2
T3
t2=k2tΣ t3=k3tΣ
tΣ
а) при постоянных нагрузках, б) при переменных нагрузках
T — момент, соответствующий пиковым нагрузкам,
п
t — суммарное время действия этих нагрузок,
п
T T
1 ном — номинальный крутящий момент электродви-
гателя.
Рисунок 3 - Графики нагрузок
7) На графике нагрузки пусковой крутящий момент
T
Т п Т ном  макс ,
Tном
где
Tмакс
Tном
— берется из каталога выбранного электродвигателя.
7
Суммарное время работы передачи может быть задано заранее или
определено по формуле
t t год 365K год 24Kсут,
K
год ,
K
сут — коэффициенты использования передачи в течение го-
да и суток — указаны в задании;
t
год — общий срок службы передачи в годах.
На рисунке 3  i 
Ti
t
, ki  i
T1
t
, i = 1, 2 ,3…— число ступеней графика
нагрузки. Здесь T1 — наибольший из длительно действующих крутящих моментов на графике нагрузки.
Требования к оформлению работы
Работа выполняется на сброшюрованных листах писчей бумаги
формата А4 с обложкой, на лицевой стороне которой указывается:
кафедра технической механики, домашняя работа «Расчет зубчатых
передач», номер задания, номер группы, фамилия и инициалы студента и преподавателя, дата выполнения работы.
Текст печатается на одной стороне листа, имеющего слева поле
для подшивки листов (25 ÷ 30 мм), а также поля сверху и снизу 25 ÷
30 мм), справа (15 ÷ 20 мм).
Оформление работы следует выполнять в соответствии с ГОСТ
2.105-95 « Общие требования к текстовым документам». Схемы, рисунки и компоновку привода можно выполнять на миллиметровой
бумаге или на отдельных страницах.
1 РАСЧЕТ ОБЩИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА М1
1.1 Требуемая мощность на валу исполнительной машины
(транспортера или другой машины)
Для ленточного транспортера
для цепного транспортера
F V
F V
ц ц
P 
, кВт
P  л л , кВт
ц
1000
б
1000
где – FЛ (FЦ ), VЛ (VЦ ) - усилие и скорость ленты (цепи).
Примечание - В ряде заданий требуемая мощность указана в данных для расчета.
8
1.2 Выбор значений коэффициента полезного действия (КПД)
передачи и определение мощности электродвигателя
1.2.1 КПД передач (при последовательном направлении силового
потока)
  

Общий КПД
об
м ред отк
КПД редуктора:
 для коническо-цилиндрического редуктора



 m ,
ред
кон цил пк
 для редуктора с цилиндрическими зубчатыми колесами

  s  m ,
ред
цил пк
s — число ступеней редуктора, т — число пар подшипников качения.
Структура формул общего КПД должна соответствовать КПД отдельных элементов заданной схемы редуктора и открытых передач
привода от двигателя к исполнительной машине. Открытые передачи
могут располагаться между электродвигателем и редуктором или редуктором и узлом исполнительной машины. В первом случае применяют ременную передачу, во втором — цепную.
для муфты  м  0,99
В нашем примере:
(табл. 1.1),
для цепной передачи отк  цеп  0,915 ,
при зацеплении конических колес  кон  0,96 ,
для подшипников качения  пк  0,99 ,
при зацеплении цилиндрических колес цил  0,97 .

ред

об

кон

 3 ,
цил пк
 

м ред цеп
9
Т а б л и ц а 1.1 - Значения КПД механических передач (без учета
трения в подшипниках)
Значения КПД передачи
Тип передачи
закрытой
открытой
Зубчатые передачи:
с цилиндрическими колесами 0,96...0,98
0,93...0,95
с коническими колесами
0,95...0,97
0,92...0,94
простая планетарная передача 0,95...0,97
—
Цепная передача
0,93...0,95
0,90...0,93
Муфта компенсирующая
0,99...0,995
0,98...0,99
Ременная передача
—
0,95..0,98
Примечания
1 КПД подшипников качения — 0,990...0,995, КПД подшипников скольжения — 0,980...0,990 на обе опоры каждого вала.
2 Приняв меньшие значения КПД, можно КПД подшипников и муфты не
учитывать.
.
1.2.2. Требуемая мощность на валу электродвигателя
В нашем примере
P
P* 
, кВт ,
э 
об
P  P или P .
б
ц
где
Примечание - Здесь и далее индекс* у параметра означает предварительно
выбранное его значение с последующим уточнением.
Мощность электродвигателя РЭ принимается по параметрическому ряду (таблица 1.2) с учетом допускаемой 5% перегрузки по усло-
 0,95P* .
э
э
вию P
10
1.3 Предварительный кинематический расчет и выбор электродвигателя по каталогу
1.3.1 Частота вращения барабана ленточного транспортера ,
об/мин,
60000V
л.
n 
б
 Dб
Для задания с цепным транспортером частота вращения звездочки,
об/мин,
60000V
ц.
n 
ЗВ
t z
ц зв
Примечание - В ряде заданий частота вращения вала исполнительной машины
задается.
1.3.2 Рекомендуемые значения передаточных чисел [U]
(в скобках приведены максимальные значения)
Для цилиндрических колес [UЦИЛ] = 3,0…5,6 (6,3).
Для простых планетарных передач [UПЛ] = 3,15…8 (12,5)
Для конических колес [UКОН] = 2,0…4,0 (5,6).
Для червячных передач [UЧЕР] = 10,0…40,0 (80).
Для цепных передач [UЦЕП] = 1,5…3,5 (4,5)
Для ременных передач:
[UРЕМ] = 1,5…3,0 (4,0) — для клиноременных,
[UРЕМ] = 3,0…5,0 (6,0) — для плоскоременных.
1.3.3 Предельные значения частоты вращения вала электродвигателя
nЭ = nИМ∙[UОТК]∙[UРЕД],
где
U
ред
 U U
Б Т
—
для
двухступенчатых
редукторов
и
 U U U — для трехступенчатых, U
Б П Т
отк — передаточное число ременных, цепных и других открытых передач; U Б , U Т ,
U
П — передаточное число быстроходной, тихоходной и промежуточной ступеней.
n
им — частота вращения вала исполнительной машины.
Для нашего случая n  n  n или n , тогда
U
ред
им
IV
б
зв
nЭ = nIV ∙[UРЕД]∙[UОТК] = nIV ∙[UКОН]∙[UЦИЛ] ∙[UЦЕП]
11
1.3.4 Выбор электродвигателя
В курсовом проекте и домашних заданиях рекомендуется брать
электродвигатели трехфазные асинхронные с короткозамкнутым ротором серии 4А (таблицы 1.2 и 1.3).
В курсовом проекте форма исполнения электродвигателя выбирается в зависимости от конструктивной увязки с редуктором (горизонтального исполнения, фланцевого типа и др.).
Т а б л и ц а 1.2 - Технические данные электродвигателей серии 4А
Мощность n ,
Tпуск
Tм акс
э
Тип двигателя
P , кВт
Tном
Tном
об/мин
э
1
2
Частота вращения 3000 об/мин
4А71В2УЗ
4А80А2УЗ
4А80В2УЗ
4A90L2У3
4А100S2УЗ
4А100L2УЗ
4А112М2УЗ
4А132М2УЗ
4А160S2УЗ
4А160М2УЗ
4А180S2УЗ
4А180М2УЗ
3
1,1
1,5
2,2
3,0
4,0
5,5
7,5
11,0
15,0
18,5
22,0
30,0
4
5
2810
2850
2850
2840
2880
2880
2900
2900
2940
2940
2945
2945
2,0
2,1
2,1
2,1
2,0
2,0
2,0
1,6
1,4
1,4
1,4
1,4
2,2
2,6
2,6
2,5
2,5
2,5
2,8
2,8
2,2
2,2
2,5
2,5
1420
1415
1425
1435
1430
1445
1455
1460
1465
1465
1470
1470
2,0
2,0
2,0
2,0
2,0
2,0
2,2
2',2
1,4
1,4
1,4
1,4
2,2
2,2
2,4
2,4
2,4
2,2
3,0
3,0
2,3
2,3
2,3
2,3
920
935
950
2,0
2,0
2,0
2,2
2,2
2,2
Частота вращения 1500 об/мин
4А80А4УЗ
4А80В4УЗ
4А90L4УЗ
4А100S4УЗ
4А100L4УЗ
4А112М4УЗ
4А132S4УЗ
4А132М4УЗ
4А160S4УЗ
4А160М4УЗ
4А180S4УЗ
4А180М4УЗ
1,1
1,5
2,2
3,0
4,0
5,5
7,5
11,0
15,0
18,5
22,0
30,0
Частота вращения 1000 об/мин
4А80В6УЗ
4А90L6УЗ
4А100L6УЗ
1,1
1,5
2,2
12
Окончание таблицы 1.2
1
2
4А112МА6УЗ
3,0
4А112МВ6УЗ
4,0
4А132S6УЗ
5,5
4А132М6УЗ
7,5
4A160S6У3
11,0
4А160М6УЗ
15,0
4А180М6УЗ
18,5
4А200М6УЗ
22,0
4A200L6У3
30,0
Частота вращения 750 об/мин
4А90LВ8УЗ
1,1
4А100L8УЗ
1,5
4А112МА8УЗ
2,2
4А112МВ8УЗ
3,0
4А132S8УЗ
4,0
4А132М8УЗ
5,5
4А160S8УЗ
7,5
4А160М8УЗ
11,0
4А180М8УЗ
15,0
4А200М8УЗ
18,5
4А200L8УЗ
22,0
4А225М8УЗ
30,0
3
4
5
955
960
965
970
975
975
975
975
980
2,0
2,0
2,0
2,0
1,2
1,2
1,2
1,2
1,2
2,5
2,5
2,5
2,5
2,0
2,0
2,0
2,0
2,0
700
700
700
700
720
720
730
730
730
735
730
735
1,6
1,6
1,8
1,8
1,8
1,8
1,4
1,4
1,2
1,2
1,2
1,2
1,9
1,9
2,2
2,2
2,6
2,6
2,2
2,2
2,0
2,0
2,0
2,0
Примечания
1 Частоты вращения 3000, 1500, 1000, 750 об/мин синхронные.
2 В графе n указана расчетная (номинальная) частота вращения электро-
э
двигателя с учетом скольжения.
Структура
условного обозначения
на примере электродвигателя
4А112МВ8УЗ:
4 — порядковый номер серии;
А — вид двигателя (асинхронный);
112 — высота оси вращения вала от основания (h — см. таблицу 1.3);
М (или S, L) — установочный размер по длине станины;
В (или А) — условная длина сердечника статора;
8 — число полюсов (2, 4, 6, 8);
У — климатическое исполнение;
3 — категория климатического исполнения.
Форма исполнения электродвигателей:
М100 — электродвигатели горизонтальные, станина на лапах;
М200 — то же и дополнительно с фланцами на щите;
М300 — горизонтальные, с фланцем на щите, без лап;
М302 — вертикальные, с фланцем на щите, без лап.
13
Т а б л и ц а 1.3 - Основные размеры электродвигателей исполнения M100
Габаритные
Тип дви- Число
меры, мм
гателя
полюсов
l30
h31
4А71
2, 4, 6, 8 285 201
4А80А
2, 4, 6, 8 300
218
4А80В
2, 4, 6, 8 320
4A90L
2, 4, 6, 8 350 243
4A100S 2, 4, 6, 8 365
265
4A100L 2, 4, 6, 8 395
4А112М 2, 4, 6, 8 452 310
480
4A132S 4, 6, 8
350
4А132М 2, 4, 6, 8 530
2
4A160S
624
4, 6, 8
430
2
4А160М
667
4, 6, 8
2
662
4A180S
4, 6, 8
470
2
4А180М
702
4, 6, 8
2
760
4А200М
4, 6, 8
790
535
2
800
4A200L
4, 6, 8
830
2
810
4А225М
575
4, 6, 8
840
раз- Установочные и присоедиМасса,
нительные размеры, мм
кг
d30
l1
d1
b10
l31
l10
170 40
19
112 45
90
15,1
17,4
186 50
22
125 50
100
20,4
208 50
24
140 56
125 28,7
132 36,0
235 60
28
160 63
140 42,0
260 80
32
190 70
140 56,0
77,0
302 80
38
216 89
178
93,0
42
130,0
178
135,0
48
358 110
254 108
42
145,0
210
48
160,0
48
203 165
55
175
410 110
279 121
48
241 185
55
195
110 55
255
267
140 60
270
450
318 133
110 55
280
305
140 60
310
110 55
355
494
356 149 311
140 65
355
Примечание- d0=7мм при h=71мм;10мм при 80,90мм;12мм при 100,112,130мм.
14
Электродвигатели выбираются по каталогу (табл. 1.2 и 1.3) в соответствии с выбранной мощностью и частотой вращения вала двигателя.
Допустим, что мощность электродвигателя Pэ  5,5кВт , а частота
вращения вала электродвигателя должна выбираться в пределах
600...1870 об/мин. Этому соответствует nсинхр = 750, 1000, 1500
об/мин (таблица 1.2). Таким образом, мы можем взять три электродвигателя (таблица 1.4).
Т а б л и ц а 1.4 - Возможные варианты выбора электродвигателей
n ,
Тип
Габарит, Масса, Tмакс
P , кВт
э
кг
э
Tном
электродвигателя
мм,
(l
)
30
об/мин
56
4А112М4УЗ
5,5
1445
452
2,2
77
4A132S6Y3
5,5
965
480
2,5
4А132М8УЗ
5,5
720
530
93
2,6
Выбор электродвигателя производится на основе ряда требований
и, в частности, по габаритам, массе и экономическим соображениям.
Наименьший размер и массу имеет первый электродвигатель. Обозначение выбранного электродвигателя — М100: 4А112М4УЗ,
P  5,5 кВт, n  1445 об/мин .
э
э
В расчетно-пояснительной записке следует привести эскиз ЭД и
указать все его размеры.
1.4 Разбивка передаточных чисел по ступеням передачи
1.4.1 Общее передаточное число привода
n
u  э ,
об n
им
где nэ — частота вращения вала электродвигателя,
n
им — частота вращения вала исполнительной машины (конвейера,
силовой установки и др.)
В нашем случае nим  n IV .
15
При наличии открытой передачи (ременной, цепной и др.)
u u
u
об
ред отк .
При отсутствии открытой передачи
u u
об
ред .
1.4.2 Разбивка передаточного числа редуктора
u
ред

uоб
uотк
.
В общем случае:
для двухступенчатых редукторов
u
 u u ,
ред
Б Т
для трехступенчатого редуктора
u
 u u u .
ред
Б П Т
Значением uотк (ременные и цепные передачи) можно задаться (см.
п. 1.3.2). Затем необходимо произвести разбивку передаточных чисел
по ступеням редуктора.
Стандартизованный ряд передаточных чисел:
1 ряд 1 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0…
2 ряд 1,12; 1,4; 1,8; 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9,0…
Выбор соответствующей методики разбивки передаточных чисел
определяет габариты редуктора по длине и высоте, массу и условия
смазки зубчатых колес. Для условия погружения колес в масляную
ванну можно воспользоваться следующими рекомендациями:
а) для двухступенчатых цилиндрических редукторов горизонтального расположения, выполняемых с развернутой схемой монтажа ступеней
u  u ; u  1,2...1,3  u ред ,
Б
Б
Т
где u Б и uТ — передаточные отношения быстроходной и тихоходной ступеней;
б) для вертикальных редукторов с развернутой схемой монтажа
u  u ; u  0,7...0,9  u ред ;
Б
Т Б
16
в) для соосных редукторов горизонтальных и вертикальных
u  u ; u  u ред ;
Б
Т Б
г) для коническо-цилиндрических редукторов
uкон
 0,6...0,8 ; u  u
u u
 1,1 u ред или
Т
цил
Б
кон
uцил
д) для цилиндрическо-червячного редуктора
u ред
u 
Т
uБ ,
где u Б = 1,6…3,15 передаточное число цилиндрической переда-
чи;
Пример. Общее передаточное число привода М1
n
1445
u
u  э 
 28,9 и u  u
,
об n
об
ред цеп
50
б
*
Предварительно принимаем uцеп  1,8 в рекомендуемых пределах
uцеп  1,5...3,5 . Тогда передаточное число редуктора
 
u
28,9
u*  об 
 16,05
ред
*
1,8
uцеп
По рекомендации (см. п. д):
u*  u*  u* .
ред
цил кон
и
u*  1,1 16,05  4,4
цил
Принимаем по стандартизованному ряду (1-й ряд) uцил  5,0
16,05
*
Откуда получаем uкон  5  3,21 .
Принимаем по стандартизованному ряду (1-й ряд) u кон  3,15 и
уточняем передаточное отношение редуктора
u
u
u
 3,15  5,0  15,75 .
ред цил кон
Тогда
u
29
u
 об 
 1,85 .
цеп u
15
,
75
ред
Передаточные числа открытых передач могут быть не стандартными.
17
1.5 Определение кинематических и силовых параметров на валах привода
1.5.1 Определение мощности
Направление силового потока – последовательное (рисунок 1)
I вал: P  P  
I
э м пк
 2 ;
II вал: P  P  
II
э м кон пк
 P  
III вал: P
III
э м ред ;
 P 
IV вал: P
IV
э об
Примечание – В приводах с параллельными передачами, например, в многопоточных передачах и с раздвоенными зубчатыми колесами КПД, указанный в
таблице 1.1, учитывается только один раз.
1.5.2 Определение частот вращения, об/мин
n n ,
I вал
I
э
II вал
n
III вал
n
IV вал
n
II

nэ
uкон ,

III
nэ
u ред ,
nэ
n 
.
IV
б u
редuцеп
Формула перевода частоты вращения, об/мин, в угловую скорость
вращения, рад/сек,

n
30
.
1.5.3 Определение крутящих моментов, Нм
P
1000  Pi
Ti 
T 9550 i
или
,
i
n
i
i
P, кВт , n, об мин; ω,рад/сек; i=I,II,III,IV.
где
Результаты расчетов свести в таблицу (вид таблицы см. ч.2 данного
пособия).
18
2 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ, ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ И
РАСЧЁТНЫХ КОЭФФИЦИЕНТОВ
2.1. Предварительный выбор материалов и термической обработки для шестерни и колеса
Основным материалом для изготовления зубчатых колес является
сталь. Обоснованный выбор марки стали и термической обработки
позволит определить оптимальные, с точки зрения техникоэкономических показателей, габариты передачи, а также обеспечит ее
долговечность.
В начале расчета марка стали и термическая обработка с соответствующими механическими характеристиками выбирается предварительно, следуя рекомендациям по проектированию деталей машин.
Затем определяют допускаемые напряжения.
После проектного расчета с определением основных размеров передачи и разработки эскизной компоновки привода производят проверочный расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям и изгибу. Результат этих расчетов покажет необходимость выбора
новой марки стали и вида ее термической обработки.
В таблице 2.1 указаны механические характеристики марок сталей
в зависимости от термической обработки и размеров заготовки.
Для нормализованных и улучшенных сталей ( H  HB350 ) в целях
лучшей приработки зубьев и повышения нагрузочной способности
косозубых передач твердость шестерни рекомендуют назначать
больше твердости колеса:
а) для прямозубых колес
HB
 HB
 HB20...40 ,
шест
кол
б) для косозубых колес
HB
 HB
 HB90...110 .
шест
кол
Для закаленных сталей ( H  HB350 ) разность твердостей шестерни
и колеса не требуется, т.к. зубья колес в этом случае не прирабатываются. Поэтому, поверхностную твердость зубьев назначают примерно одинаковой H шест  H кол .
В таблице 2.2 приведены некоторые сочетания марок сталей и
термической обработки для шестерни и колеса в зависимости от крутящего момента на колесе ( Tкол ) для одноступенчатых редукторов.
Это дает возможность получить для нагруженных зубчатых передач
меньшие размеры.
19
Однако, при выборе материалов двух-, трехступенчатых редукторов необходимо также учитывать их кинематические схемы, габаритные ограничения и возможность сборки..
Т а б л и ц а 2.1 - Марки стали, термообработка и механические
характеристики
Размеры, мм
 ,
т
Марка
НВ сердцеТермоHRC
МПа
стали
вина
обработка
поверхD
S
max max
ность
35
45
45
45
40Х
40Х
40Х
35ХМ
35ХМ
35ХМ
40ХН
40ХН
40ХН
45Х
45Х
45Х
20ХНМ
18ХГТ
12ХН3А
25ХГМ
40ХНМА
125
80
200
125
125
315
200
200
315
200
200
315
200
200
80
50
125
80
80
200
125
125
200
125
125
200
125
125
210...240
240...290
230...260
300.. .320
300.. .320
230...260
270...300
270...300
230...260
300...320
300...320
230..260
280...300
280...300
—
—
—
—
—
—
45...50
—
—
48...53
—
—
50..55
—
—
50...55
200
125
300...400
56...63
800
У+ Ц
125
80
270...300
50. ..56 780
У+ А
любой любая 140.. .190
любой любая 170...210
265
320
450
580
640
785
785
670
790
790
630
785
785
650
780
780
Н
Н
У
У
У
У
У+ З
У
У
У+ З
У
У
У+ З
У
У
У+ З
45Л
315 200 180...200
—
310
Н
Примечания
1 Н — нормализация, У — улучшение, З — закалка ТВЧ,
Ц — цементация и закалка ТВЧ, А — азотирование.
2 Dmax —диаметр заготовки колеса, S max — толщина заготовки.
20
Т а б л и ц а 2.2 - Некоторые сочетания марок стали и термической обработки для зубчатых колес одноступенчатых редукторов
Условия
нагружения
T
кол , Нм
Вид
зубьев
Прямые
< 500
Косые
Прямые
500…1500
Косые
Зубчатые коМарка стали
леса
Вид термической
обработки
шестерня
45
У
колесо
35
Н
шестерня
40ХН
У
колесо
45
Н
шестерня
40Х
колесо
45
шестерня
40ХН
колесо
40Х
шестерня
З
У
40ХН
Прямые
> 1500
У
З
колесо
40Х
шестерня
12ХН3А
Ц
Косые
колесо
20ХНМ
В расчетах используется среднее значение твердости материалов шестерни и колеса
HB
 HBmax
HBm  min
2
21
2.2 Эквивалентное и базовое число циклов нагружения и коэффициент долговечности при расчете зубьев на контактную выносливость
При постоянной нагрузке T = const число циклов перемены
напряжений
N 60nnc t .
При переменной нагрузке T = var эквивалентное число циклов перемены напряжений
N HE  K HE  N  ,
где n — частота вращения соответствующего зубчатого колеса,
об/мин;
nC — число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса (равно
числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым);
t  —срок службы привода в часах (стандартизованный ряд в часах:…5000, 6300, 8000, 10000, 12500, 16000, 20000, 32000…),
K HE — коэффициент эквивалентного числа циклов при расчете на
контактную выносливость, определяемый по таблице 2.3 или по формулам
K HE
 T
 ti   i
 Tmax

 ti



mH
2
mH
или K HE   ki   i
2
,
где k i и  i — параметры графика нагрузки; i = 1, 2, 3… — по числу
ступеней графика нагрузки (рисунок 3).
T
t
 i  i , ki  i ,
T1
t
где T1 — наибольший из длительно действующих крутящих моментов на графике нагрузки. По рисунку 3 имеем Tном  T1 .
При постоянной нагрузке КНЕ=1.
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев на каждом валу редуктора:
I вал
N HE160t n1nc K HE ,
22
II вал
N
HE 2

N HE3 
III вал
N
HE1
,
U
Б
N HE1
U Б UТ
,
Т а б л и ц а 2.3 - Выбор коэффициентов K HE , K FE , m H , mF .
При расчете на выносливость при изгибе
термообработка
K
FE
1,000
I — тяжелый
0,500
0,300
улучшение, нормализация
1,000
0,250
6
0,180
IV — легкий
0,125
V — особо легкий
0,063
термо-
F обработка
0 — постоянный
II — средний
равновероятный
любая
III — средний
нормальный
m
закалка объемная, поверхностная
Режим работы
При расчете на
контактную выносливость
термоm
K
HE H
обработка
0,140
6
0,060
0,038
0,013
K
m
FE
F
1,00
0
0,20
0
0,10
0
9
0,40
0
0,01
6
0,00
4
Выбор коэффициента долговечности определяется числом циклов
перемены напряжений относительно базового числа циклов N Hо по
кривой усталости (показатель степени кривой контактной усталости
mH  6 ).
Коэффициент долговечности K HL при расчете на контактную выносливость:
при N HE  N Ho K HL 1 ,
при N
HE
N
Hо
K HL 
mH
N Ho
N HE
1 .
При этом K HL  2,6 при однородной структуре материала (нормализация, улучшение, объемная закалка), K HL  1,8 для поверхностно23
упрочненных зубьев (поверхностная закалка, цементация, азотирование).
Базовое число циклов N Hо определяется по формуле
N
Hо
 30HB 2,4 или по таблице 2.4.
Т а б л и ц а 2.4 - Базовое число циклов N Hо
≤215 230 250 270 290 315 340 380 420 465 515 570 630
HB
215
HRC
≤ 20 22 25 28 31 34 37 40 44 48 52 57 61
N
Hо , млн.циклов 10
12,5 16 20 25 31,5 40 50 63 80 100 125 150
2.3 Эквивалентное и базовое число циклов и коэффициент
долговечности при расчете зубьев на выносливость при изгибе
При постоянной нагрузке T = const число циклов перемены
напряжений при изгибе определяется также, как при контактных
напряжениях (см.п.2.2)
N 60nnc t ,
При переменной нагрузке T = var эквивалентное число циклов перемены напряжений
N FE  K FE  N  .
K FE — коэффициент эквивалентного числа циклов выносливости
при изгибе, определяемый по таблице 2.3 или по формулам
m
 T  F
t  i 
i T

max


mF ,
K

или
K


k


FE
FE
i i
t
i
Показатель степени кривой усталости при изгибе mF определяется по таблице 2.3.
При постоянной нагрузке КFЕ=1.
24
Коэффициент долговечности K FL при расчете на выносливость
по напряжениям изгиба:
при N  N
FE
Fo K FL 1,
при N
FE
N
Fî
K
FL
 mF
N Fo
N FE
 1.
Если mF  6 , то K FL  K FL max  4 ;
если mF  9 , то K FL  K FL max  2,5 .
6
Базовое число циклов N Fо  4 10 для всех сталей.
2.4 Допускаемые напряжения при расчете зубьев на контактную выносливость
Величина допускаемых контактных напряжений определяется
по формуле
 H    HoSK HL  Z R  ZV  K L  K хH ,
H
где  Ho - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, в зависимости от принятой
термообработки (таблица 2.5).
Т а б л и ц а 2.5 - Значения пределов контактной выносливости
Способ термичеТвердость
поской или химиковерхности зубьев Группа стали
термичес-кой обраНВ, HRC
ботки зубьев
Улучшение,
нормализация
Поверхностная
закалка
Цементация
≤ HB350
HRC40…56
HRC54…64
Формулы предела
контактной
выносливости 
,
МПа
Ho
Углеродистые и 2HBm + 70
легированные
стали
17HRC + 200
Легированные
стали
25
23HRC
S H — коэффициент безопасности.
Для объемно-упрочненных зубьев (улучшение, нормализация,
объемная закалка) S H  1,1 , для поверхностно-упрочненных зубьев
(поверхностная закалка, цементация) S H  1,2 .
Z R , Z V , K L , K хH — коэффициенты, учитывающие результирующее влияние на величину допускаемых напряжений шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, окружной скорости в
зацеплении, смазки зубьев и размеров колес. В домашнем задании и в
курсовом проектировании произведение этих коэффициентов можно
принять
Z R  ZV  K L  K хH  0,9...1,0 .
При уточненном расчете значения этих коэффициентов брать из
действующих стандартов.
Таким образом, получаем
 H  
 Ho  K HL
SH
 0,9
.
Расчетные допускаемые контактные напряжения для передачи в
целом принимают (индекс 1 – шестерня, индекс 2 – колесо):
а) для прямозубых колес
 H    H min ,
б) для косозубых и шевронных колес
 H   0,45   H 1   H 2  .
При этом необходимо выполнить условия:
 H min   H   1,25 H min ;
 H min   H   1,15 H min
для цилиндрических колес
для конических колес
В приведенных выше формулах
ний [σH]1 и [σH]2 .
26
[σH]min
- меньшее из значе-
2.5 Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость при изгибе
Величина допускаемых напряжений при расчете на выносливость
при изгибе определяется по формуле
 F  
 Fo K FL K FC
SF
Y Y Y
S R хF ,
где  Fo - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий
базовому числу циклов перемены напряжений в зависимости от принятой термообработки (таблица 2.6).
Т а б л и ц а 2.6
гиб
Способ термической или химико-термической
обработки зубьев
- Значения пределов выносливости зубьев на из-
Твердость поверхности зубь- Группа стали
ев НВ, HRC
Улучшение,
нормализация
≤ HB350
Поверхностная
закалка
Цементация
HRC56…63
HRC45…55
HRC56…62
kFC –
Формулы предела выносливости при изгибе
 , МПа
Fo
Углеродистые и
легированные
1,8∙HBm
стали
900
Легированные
650
стали
750…850
коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение
нагрузки;
kFC=1 – для одностороннего приложения нагрузки;
kFC=0,7…0,8 – для двухстороннего приложения нагрузки (ревер-
сивные передачи, сателлиты планетарных передач и т.п. (большие
значения при твердости колес более 350HB);
S F  1,75 — коэффициент безопасности при изгибе для всех термообработанных сталей;
YS , YR , YхF — коэффициенты, учитывающие концентрации напряжений, шероховатость поверхностей у ножки зуба, размеры зубьев.
При приближенном расчете
27
YS  YR  YхF  1 .
При уточненном расчете значения этих коэффициентов брать из
действующих стандартов.
2.6 Допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках (при пусках ЭД)
Кратковременная
перегрузка,
т.е.
крутящий
момент
Т

Т Т
  max  , не учтена при расчете на усталость и может
п
ном  Т

 ном 
привести к потере статической прочности зубьев. Поэтому после
проверки передачи на сопротивление усталости необходимо проверить статическую прочность зубьев при перегрузках.
Расчетные условия для определения допускаемых напряжений.
При однородной структуре материала зубьев (нормализация, улучшение, объемная закалка)
 H max
 2,8 Т
При поверхностно-упрочненных зубьях (поверхностная закалка, цементация)
 H max  44  HRC
Расчетные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках для передачи в целом принимают так же, как и в
п.2.4.
2.7 Допускаемые напряжения изгиба при кратковременных
перегрузках
 F max   Fo K FL2max K st
При твердости не более HB350
При твердости более HB350
KFLmax=4, Kst=1,3
KFLmax=2,5, Kst=1,2
28
2.8 Расчетные коэффициенты
2.8.1 Коэффициенты ширины шестерни
Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра делительной
bw


окружности bd1 d .
1
Этот коэффициент выбирается в зависимости от твердости зубьев
и расположения колес относительно опор.
При симметричном расположении колес относительно опор
 bd1 0,8...1,4 , при несимметричном расположении - bd1 0,6...1,2 ,
при консольном расположении -  bd1 0,3...0,6 .
Примечания
1 Большие значения при твердости хотя бы одного из колес пары не более
HB350;
2 Для шевронных передач  bd1 , необходимо увеличить в 1,3... 1,4 раза;
3 В многоступенчатых редукторах для быстроходной, промежуточной и
Б
П
Т
тихоходной передач принимают  bd1  bd1  bd1 .
Коэффициент ширины колеса относительно модуля зацепления
b

 w
bm m .
n
Для прямозубых колес mn =m.
Значения  bm для зубчатых передач редукторного типа рекомендуют не более:
а)  bm  30...25 при твердости не более HB350;
б)  bm  20...15 при твердости более HB350.
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния  bа . Значения  bа стандартизованы:
0,1; 0,125 ; 0,16; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8…
Для предварительного расчета редукторов можно принять:
  0,315 — прямозубые,   0,4 — косозубые,
bа
bа


bа
 0,63 — шевронные передачи,
bа
 0,2...0,3 — раздвоенная ступень.
29
Для соосных редукторов:
  0,4 — тихоходная ступень,   0,25 — быстроходная стуbа
bа
пень.
Указанные коэффициенты должны быть между собой увязаны (знак
минус — для внутреннего зацепления):
  u  1 

 ba

bd1
2

 — в пределах указанных выше значений.
 a
ba
w



bm

m
n

2.8.2 Коэффициенты расчетной нагрузки K H и K F
При расчете на контактную прочность зубьев:
K H  K H  K HV  K H .
При расчете на прочность зубьев по изгибу:
K F  K F  K FV  K F .
Эти коэффициенты определяются при проверочных расчетах.
При проектных расчетах можно принимать предварительно:
K *  K *  1...1,25 — при симметричном расположении колес отH
F
*
*
носительно опор, K H  K F  1,1...1,35 — при несимметричном,
K *  K *  1,2...1,45 — при консольном.
H
F
Меньшие значения при твердости одного из колес не более
HB350.
3 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
3.1 Проектный расчет. Определение основных параметров
Проектный расчет двух- или трехступенчатого зубчатого редуктора с цилиндрическими колесами проводится только для тихоходной
ступени редуктора, а межосевые расстояния быстроходной и промежуточной ступеней принимаются стандартизованными по межосевому расстоянию тихоходной ступени.
Для цилиндро-червячных, червячно-цилиндрических и коническоцилиндрических редукторов проектный расчет проводится для всех
передач.
30
3.1.1 Межосевое расстояние , мм,
T2 p K H
a  K  U 1  3
w
a
u 2 ba  H 2 ,
 
где Ka  495МПа
K  430МПа
a
1
3
1
3
— для прямозубых колес;
— для косозубых колес;
U=Z2/Z1>1 — передаточное число рассчитываемой ступени зуб-
чатой передачи (знак минус — для внутреннего зацепления); , где Z1,
Z2– число зубьев соответственно меньшего (шестерни) и большего
(колеса) из зубчатых колес,
- расчетный крутящий момент на большем зубчатом колесе
(колесе), Н∙м:
а) для одинарного зацепления расчетный и номинальный крутящие
моменты на большем зубчатом колесе равны
T2р
T2р= T2;
Примечание - В случае понижающей частоту вращения передачи (редуктор)
большее колесо находится на ведомом валу, а в случае повышающей ( мультипликатор) – на ведущем валу.
б) для планетарных, многопоточных и раздвоенных зубчатых передач цилиндрических редукторов номинальный крутящий момент
делится на число силовых потоков NС с учетом неравномерности
распределения нагрузки
Т2р= кС∙ Т2 / NС ,
где кС – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки.
При наличии устройств выравнивающих нагрузку принимают
кС =1,1…1,2, в противном случае кС =1,5…2.

ba —предварительно принимают согласно п.2.8.1;
 H 
— расчетные значения допускаемых контактных напряжений,
МПа (см.п.2.4);
K
H —принимают по табл. 3.5, либо приближенно согласно п.2.8.2.
31
В начале расчета многоступенчатых передач определяют межосевое расстояние тихоходной ступени и округляют его по стандартизованному ряду чисел.
Ряд стандартизованных межосевых расстояний aW, мм:
40, 50, 63, 80, (90), 100, (112), 125, (140), 160,
(180), 200, (225), 250, (280), 315, (355), 400, (450),
500.
В скобках указаны значения второго ряда чисел.
Для двух- и трехступенчатых редукторов с цилиндрическими колесами межосевые расстояния определяются по соотношению:
а) для двухступенчатых редукторов:
быстроходная ступень
a
*
WБ
стандарт
aWТ

1,56  1,6 ;
б) для трехступенчатых редукторов:
промежуточная ступень
a
*
WП
стандарт
aWТ

1,56  1,6 ,
быстроходная ступень
a
*
*
WБ
стандарт
aWП

1,56  1,6 .
*
Значения a WП , a WБ округляются по стандартизованному ряду;
в) для соосных редукторов
aWБ  aWТ
3.1.2 Определение основных геометрических параметров цилиндрических зубчатых колес с внешним зацеплением
 Модуль зацепления и ширина колеса.
bw
 ba
m


a
В общем случае:
n 
W

bm
bm
Рекомендуемые коэффициенты  bа и  bm см. п. 2.8.1.
32
В приближенных расчетах
m  0,01...0,02   a
n
w при твердости одного из колес не более
350НВ, mn  0,016 ...0,0315   aw при твердости обоих колес более
350НВ.
Значения модуля округляются по стандартизованному ряду.
Для прямозубых передач mn=m.
При выборе модуля для прямозубых колес надо подбирать та2 aw
кие числа, чтобы дробь
была целым числом.
m
Для соосных редукторов  a wБ  a wТ  модуль быстроходной сту

пени следует брать примерно на 20% меньше, чем тихоходной ступени m nБ  0,8m nТ .
m, мм:
1; (1,25); 1,5; (1,75); 2; (2,25); 2,5; (2,75); 3; (3,5); 4;
(4,5); 5; (5,5); 6; (7); 8; (9); 10 мм.
Ряд стандартизированных модулей
В скобках указаны значения 2-го ряда чисел.
 Расчетная (рабочая) ширина зубчатого венца колес
Определяется по формуле
b   a .
W
ba W
 Числа и угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев зубчатых колес
2a
z  z  z  w cos  ,
 1 2 m
n
  0 для прямозубых,   8  20 для косозубых,   25  40 для
шевронных.
Первоначально принимают   10 ( cos10  0,9848 ).
Вычисленное значение z округлить до целого числа, после чего
уточнить угол  .
Число зубьев шестерни и колеса (см. рисунок 1)
z
z 
3 U 1 (округлить до целого числа), z4  z  z3 .
Т
33
Уточняем передаточное число
z4
z3 .
Проверяем отклонение от заданного передаточного числа
U Тфакт 
U Т  U Тфакт
U 
100 %  4%
UТ
 Диаметры колес
Диаметры делительных и начальных окружностей без смещения исходного контура зубьев равны и вычисляются по формулам
m z
d d m z  n 3 ,
3
w3
t 3 cos 
m z
d d
m z  n 4 .
4
w4
t 4 cos 
Диаметры округлить до сотых долей миллиметра.
Проверка :
d  d4
a
 3
.
WТ
2
 Ширина зубчатого венца колеса
b
 b   a
кол W
ba WТ
(результат округлить до целого числа).
Ширина зубчатого венца шестерни с целью компенсации возможной погрешности сборки bшест  bкол :
b
 b  5...10 мм .
шест W
3.1.3 Уточнение расчетных геометрических коэффициентов:
а) коэффициент ширины по модулю
b
 bm  W ,
mn
б) коэффициент ширины по диаметру шестерни
b
 bd 3  w3 ,
d w3
в) коэффициент ширины по межосевому расстоянию

b
 w4
.
ba
aWТ
34
3.1.4 Остальные размеры зубчатых передач
 Высота зубьев цилиндрических колес:
ha mn , высота ножки зуба
высота головки зуба
полная высота зуба
h f 1,25 mn ,
hha h f 2,25mn .
 Диаметры зубьев окружностей вершин da и впадин df зубьев
зубчатых колес ( i – шестерня ,колесо):
 Zi


d  d  2h  m
 2 ,
ai
wi
ai
n  cos 



 Zi


d  d  2h  m
 2,5  ,
fi
wi
fi
n  cos 



 Окружной шаг
 m
n
p  m 
t
t cos  .
 Толщина зуба по делительной окружности: S 
pt
.
2
Т а б л и ц а 3.1 - Сводная таблица основных геометрических параметров
цилиндрической зубчатой косозубой передачи
Числовые значения результатов
расчета
Наименование параметров
шестерня
колесо
Модуль нормальный, мм
Число зубьев
Угол наклона зуба, °
Направление линии наклона зуба
Исходный контур
Коэффициент смещения исходного контура
Степень точности
Диаметр начальной (делительной) окружности,
мм
Диаметр окружности вершин зубьев, мм
mn
z3

правое
ГОСТ
z4
левое
х0
8-В*
d w3
d a3
bw3
d w4
da4
bw 4
Длина зуба (ширина зубчатого венца), мм
Толщина зуба по делительной окружности, мм
S
Межосевое расстояние, мм
aw
* В задаче принята одинаковая степень точности по нормам кинематической точности,
плавности работы, контакта зубьев; в зацеплении принят гарантированный боковой зазор
нормального сопряжения: ст. 8-8-8В или ст. 8-В.
35
3.1.5 Основные геометрические зависимости для прямозубых цилиндрических передач с внутренним зацеплением.
Пример таких передач: зубчатая пара корончатое колесо- сателлит в планетарной передаче ( см.ч.2 раздел VI).
 Межосевое расстояние определяется по формуле:
d
d
a  w.кол w.шест
w
2
Число зубьев шестерни
z
шест

Число зубьев колеса
2aW
m(uТ 1) (округлить до целого числа).
z
кол

2a w
m
z
шест.
 Диаметры колес:
 начальной (делительной) окружности
d
 m z
шест(кол)
шест(кол) ,
 окружностей вершин зубьев
d
a.шест
d
шест
 2m ;
 окружностей впадин зубьев
d
d
 2,5m ;
f .шест
w.шест
d
a.кол
d
d
f .кол
кол
d
 2m ;
w.кол
 2,5m
3.1.6 Усилия в зацеплении цилиндрических передач
 Окружная сила , Н, (Т, Н·м, d, мм)
2000  T
шест
F 
,
t
d
шест
F  tg W
t
Радиальная сила Fr  cos 
.
Угол зацепления
W  20 ( tg 20  0,364 ).
 — угол наклона зубьев колес (для прямозубых   00 ) .
36
F  F tg
а
t
 Осевая сила
Примечание - В прямозубых передачах Fa  0 , в шевронных передачах осевые
силы уравновешиваются на колесе и не передаются на подшипники.
 Суммарная (нормальная) сила в зацеплении
F
t
F 
n cos   cos  .
W
3.2 Проверочные расчеты цилиндрической зубчатой передачи
3.2.1 Проверочный расчёт на контактную выносливость активных поверхностей зубьев.
По стандартизованной методике расчета (знак «–» относится к
внутреннему зацеплению)
Ft U 1
 H  Z M  Z H  Z 

 K H  K H  K HV   H ,
U
bw  d1
где  H — фактическое (расчетное) контактное напряжение в полюсе
зацепления, МПа;
 H  — допускаемое контактное напряжение, МПа;
Ft — окружная сила в зацеплении, Н;
bw — ширина колеса, мм;
U
— передаточное число;
Z M , Z H , Z , K H , K H , K Hv — расчетные коэффициенты (см. ниже).
Определение расчетных коэффициентов.
Z M — коэффициент, учитывающий механические свойства материа1
2
лов; для стальных колес Z M  275МПа .
Z H — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, определяется по таблице 3.2 или по формуле
Z H  1,76 cos  .
Т а б л и ц а 3.2 - Выбор коэффициента Z H

ZH
0
1,76
10
1,74
15
1,71
20
1,67
37
25
1,62
30
1,56
35
1,50
40
1,42
Z
 — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных
линий:
( 
для
прямозубых
передач
и
косозубых
при
   0,9
bw  sin 
mn — коэффициент осевого перекрытия)
4  
3 ;
Z 

для косозубых и шевронных при    0,9
Z 

1
 .
  — коэффициент торцевого перекрытия

 1 1 
   cos  ,
z
 1 z 2 
   1,88  3,2  

где z1 и z 2 — число зубьев шестерни и колеса. Знак «–» относится к
внутреннему зацеплению.
K
H — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
зубьями для косозубых колес (таблица 3.4) при окружной скорости
колес
  n1  d1
V
,м с,
60  1000
и степени точности по таблице 3.3.
Т а б л и ц а 3.3 - Рекомендуемые степени точности по нормам
плавности работы
Передача
Степень точности при окружной скорости V , м/с
до 5
от 5 до 10
Цилиндрическая прямо8
зубая
Цилиндрическая косозу8
бая
Коническая прямозубая
7
7
8
—
38
Т а б л и ц а 3.4 - Выбор коэффициента K H для косозубых колес
Значения K H при окружной скорости V , м/с
Степень точности
1
2,5
5
10
15
20
25
6
1,00
1,01
1,02
1,03
1,04
1,05
1,06
7
1,02
1,03
1,05
1,07
1,09
1,12
—
8
1,03
1,05
1,09
1,13
—
—
—
Примечание - Для прямозубых колес K H  1 .
K
H — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по
ширине венца зубьев при расчете на контактную выносливость (таблица 3.5).
Выбор производится в зависимости от:
а) твердости зубьев колеса;
b
 U  1
w


 ba
б) коэффициента ширины зуба
bd1 d
2
w1
(знак «–» относится к внутреннему зацеплению);
в) расположения колес относительно опор
Т а б л и ц а 3.5 - Выбор коэффициентов K H и KF при твердости колеса не более HB350
b
 bd1 w d
w1
Симметричное расНесимметричное рас- Консольное расположение шестерположение шестерни положение однони
относительно
относительно опор
го из колес
опор
K
0,2
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
H
1,0
1,0
1,01
1,03
1,04
1,05
1,07
1,08
K
F
1,0
1,01
1,02
1,05
1,08
1,10
1,13
1,16
K
H
1,0
1,02
1,04
1,05
1,08
1,10
1,14
1,16
K
F
1,01
1,04
1,07
1,10
1,15
1,20
1,25
1,32
K
H
1,07
1,15
1,24
1,35
—
—
—
—
K
F
1,13
1,28
1,50
1,70
—
—
—
—
Примечание - При твердости колеса более HB350 см. справочную литературу
или увеличить табличные значения K H на 0,1 ÷ 0,15 и K F на 0,12 ÷ 0,17 .
39
K H V — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возни-
кающую в зацеплении (таблица 3.6).
Т а б л и ц а 3.6 - Выбор коэффициента K H V
Степень Твердость по- Значения K H V при окружной скорости V , м/с
верхности
точности зубьев колеса ≤ 1
2
4
6
8
10
7
≤ HB350
> HB350
8
≤ HB350
> HB350
1,04
1,02
1,03
1,00
1,04
1,01
1,03
1,01
1,07
1,03
3,05
1,01
1,08
1,02
1,06
1,01
1,14
1,05
1,09
1,02
1,16
1,04
1,10
1,02
1,21
1,06
1,14
1,03
1,24
1,06
1,16
1,03
1,29
1,07
1,19
1,03
1,32
1,07
1,22
1,04
1,36
1,08
1,24
1,04
1,40
1,08
1,26
1,05
Примечания
1 Верхние значения K HV для прямозубых колес, нижние — для косозубых.
2 Для степеней точности 6 и 9 см. справочную литературу.
Формулу для расчета фактических контактных напряжений преобразуем, подставив удельную окружную контактную нагрузку
F
W  t k
k
k
Ht b H HV H , Н / мм
w
В результате получим (знак «–» относится к внутреннему зацеплению)
W (U 1)
Ht
  Z Z Z
 [ ]
H
H M 
H
d U
1
Результат расчета сравнить с допускаемыми напряжениями. При
выполнении соотношения
0,85 H    H  1,05 H 
передача спроектирована оптимально.
Если при расчете получено соотношение  H  1,05 H  , то передача недопустимо перегружена.
40
В этом случае необходимо:
1) увеличить  ba , т.е. ширину венца bW ,не меняя межосевое расстояние;
2) увеличить межосевое расстояние, не меняя значение  ba ;
3) подобрать новую марку стали или другую термическую обработку, которые обеспечат более высокие допускаемые напряжения зубчатых колес.
3.2.2 Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе
Расчетная формула
W
 F YF Y Y  Ft   F  ,
mn
F
- удельная окружная нагрузка при из t k k
k
Ft b
F FV F
w
гибе, Н/мм,
где
W
m — модуль нормальный (для прямозубых колес mn=m), мм;
n
b — ширина венца, мм;
w
 , 
F
F — фактические (расчетные) и допускаемые напряжения
 
при изгибе, МПа;
K
K
Y , Y , Y , K
F  
F , F , FV — расчетные коэффициенты (см.
ниже).
Y — коэффициент, учитывающий форму зубьев:
F
для прямозубых колес
Y  f z ,
F
для косозубых колес
 
 
где
zV

Y f z ,
F
V
z
cos3 
.
Коэффициент формы зуба YF определяется по таблице 3.7 в зависимости от вида зацепления- внешнее или внутреннее.
41
Т а б л и ц а 3.7 - Выбор коэффициента YF
Внешнее зацепление
z  zV  17 20 22 25 28 30 32 37 40 45 50
≥
100
YF
4,28 4,08 4,00 3,90 3,82 3,80 3,78 3,71 3,70 3,68 3,65 3,62 3,61 3,60
Внутреннее зацепление
40
50
63
≥ 70
z
4,02
3,88
3,80
3,75
YF
60 80
Y — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Для прибли
женных расчетов принимают Y  1 .
Y — коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

для прямозубых колес
Y  1,

для косозубых колес
Y  1

K

140  .
F — коэффициент, учитывающий
распределение
нагрузки
между зубьями.
Для прямозубых колес K F  1 .
Для косозубых передач при степени точности 6 — K F  0,72 ,
при степени точности 7 — K F  0,81 , при степени точности 8 —
 1,02 .
K
 0,91 , при степени точности 9 — K
F
F
K
F — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по
ширине зубчатого венца при изгибе, определяется по таблице 3.5.
K
FV — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку при
изгибе, возникающую в зацеплении, определяется по таблице 3.8.
42
Т а б л и ц а 3.8 - Выбор коэффициента K FV
Твердость по- Значения K
V
Степень
FV при окружной скорости
верхности
точности
2
4
6
8
зубьев колеса ≤ 1
≤ HB350
7
> HB350
≤ HB350
8
> HB350
1,08
1,03
1,03
1,01
1,10
1,03
1,03
1,01
1,16
1,06
1,05
1,02
1,20
1,06
1,06
1,02
1,33
1,11
1,09
1,03
1,38
1,11
1,12
1,03
1,50
1,16
1,13
1,05
1,58
1,17
1,16
1,05
, м/с
10
1,80
1,27
1,22
1,08
1,96
1,29
1,26
1,08
1,67
1,22
1,17
1,07
1,78
1,23
1,21
1,07
Примечания
1 Верхние значения K F V для прямозубых колес, нижние — для
2 Для степеней точности 6 и 9 см. справочную литературу.
косозубых.
Окончательная проверка выносливости зубьев по напряжениям из F 
гиба проводится для того из двух колес, у которого отношение Y
F
меньше.
Значительная недогрузка по напряжению от изгиба может быть
уменьшена в общем случае за счет уменьшения модуля зацепления.
Однако, уменьшение модуля может привести к нарушению рекомендаций по его выбору, поэтому пересчет производить не стоит.
3.2.3 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на кратковременную перегрузку
Расчетные максимальные контактные напряжения
Tmax



H max
H Tном
H max ,
 
где  H — фактическое контактное напряжение, МПа;
Tmax
— пусковая характеристика выбранного электродвигателя сеTном
рии 4А (см. п. 1.3.4).
Tmax





Расчет на прочность при изгибе
F max
F Tном
F max ,
 
где
F
— фактическое напряжение изгиба, МПа.
43
4 РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
4.1 Проектный расчет прямозубой конической передачи
4.1.1 Расчетные коэффициенты конических зубчатых передач
Коэффициент ширины шестерни относительно среднего диаметра bd1 при консольном расположении шестерни относительно опор
вала
 bd1 
bw
 0,3...0,6 .
d1
Большие значения  bd1 при твердости хотя бы одного из колес пары не более HB350.
Коэффициент ширины шестерни относительно торцевого модуля
b
w  10


 :
.
bm m
bm
е
Это условие ограничивает уменьшение модуля зуба с увеличением
b при приближении к вершине конуса, что может привести к поломке
при перекосе зубьев.
Коэффициент ширины шестерни относительно конусного расстояb
w  0,315
K

ния K bе :
.
be R
е
Примечание - Допускается использовать вместо K be обозначение  be .
Предварительно следует принять K bе  0,285 с последующим его
уточнением.
4.1.2 Диаметр внешней делительной окружности колеса, мм,
d e 2  1000 3
T2 K H* U
1  Kbe   Kbe   H 2
где T2 - крутящий момент на большем коническом колесе, Нм;
K * H принимают по таблице 4.3, либо приближенно для консольного
закрепления (см. п. 2.8.2);
U — передаточное число конической передачи;
 H  — допускаемое контактное напряжение для прямозубых колес,
МПа (см. п. 2.4 а).
При K be  0,285 формула упрощается
44
d
e2
 1730
T  K * U
2 H
3
 H 2
.
Значения T2 , U принять из кинематического расчета.
Ближайшее значение
d
e2 , мм, принять по стандартизованному
ряду (как и aW ):
40, 50, 63, 80, (90), 100, (112), 125, (140), 160, (180), 200,
(225), 250, (280), 315, (355), 400
В скобках даны значения второго ряда.
При определении d e2 для коническо- цилиндрических редукторов
необходимо учитывать компоновку передач с тем, чтобы ведомое коническое зубчатое колесо не задевало третий вал (см. рисунок 1).
Поэтому необходимо, вначале определить d e2 из габаритных ограничений, а затем подобрать материал и выполнить проверочные расчеты.
Т а б л и ц а 4.1 - Рекомендуемые основные стандартизованные
параметры конических передач по ГОСТ 27142-86
Номинальные передаточные числа U
1,8
2,0
2,24 2,5
2,8
3,15 3,55 4,0
d , мм
e2
Ширина конического колеса bW, мм
100
16
16
16
15
15
15
—
112
18
18
17
17
17
17
—
125
20
20
19
19
19
19
19
18
140
22
22
22
21
21
21
21
21
160
26
25
25
25
24
24
24
24
180
30
28
28
28
28
26
26
26
200
32
32
32
30
30
30
30
30
225
36
36
36
34
34
34
34
32
250
40
40
40
38
38
38
38
36
280
45
45
45
42
42
42
42
42
315
50
50
50
48
48
48
48
45
355
60
55
55
55
55
55
52
52
400
65
63
63
60
60
60
60
60
45
4.1.3 Определение основных геометрических размеров прямозубых конических зубчатых колес
Определяем ширину конического колеса bW при kbe =0.285 по
таблице 4.1 или по формуле
1U 2
b  K R  K d
w
be e
be e2 2U
*
Предварительно принимая  bm  10 , находим me по формуле и
уточняем по стандартизованному ряду (также как mn в цилиндрических передачах).
Модуль внешний делительный
b
m  W .
e
*
 bm
Допускается применение нестандартных модулей me, если это не
связано с применением специального инструмента. При нарезании
зубьев на зубострогальных станках модули могут быть нестандартными и дробными.
d e2
Число зубьев колеса z2 
me . Округляем z2 до целого числа.
z2
z

Число зубьев шестерни 1
U . Также округляем
z1 до целого
числа.
Уточняем de2
de2  z2 me
.
 Фактическое передаточное число:
z
U  2 .
z1
ф
Проверяем отклонение от заданного передаточного числа
U 
U U ф
U
 100 %  4%
В дальнейших расчетах полагаем U  U ф .
46
 Внешний делительный диаметр шестерни
de1 z1me .
 Внешнее конусное расстояние
2
1

U
2
2
2
2
R  0,5 de1 de2  0,5m z1  z2  d
e
e
e2 2U .
 Углы 1 и  2 составят:
tg  U ,   arctgU  ,
2
2
190 2 .
Уточняем расчетные геометрические коэффициенты
b

 W  10 ;
bm m
e
b

 W  0,3...0,6 ;
bd1 d
1
b
K  W  0,315 .
be R
e
47
 Средние делительные диаметры шестерни (индекс i=1) и колеса
(индекс i=2)
di m zi ,
где
m — средний делительный модуль


m me  10,5Kbe .
4.1.4 Остальные геометрические параметры прямозубых конических колес
Для геометрического расчета принимаем:
а) осевая форма зуба: 1-я форма — нормально понижающиеся
зубья, когда вершины делительного (начального) и внутреннего конусов совпадают;
б) исходный контур: стандартизованный, W  20 ;
в) коэффициент смещения х = 0.
Геометрические зависимости для конических зубчатых колес с косыми (тангенциальными) и спиральными зубьями см. в справочной
литературе.
 Высота головки зуба на внешнем делительном диаметре
hae me .
 Высота ножки зуба на внешнем делительном диаметре
h fe 1,2me .
 Высота всего зуба на внешнем делительном диаметре
he  hae  h fe  2,2me .
 Диаметры вершин и впадин зубьев на внешнем делительном
диаметре (для шестерни индекс i=1, для колеса i=2):


daei dei  2hae cos i me Zi 2cos i ,
d fei dei 2h fecos i me Zi 2,4cos i  .
48
 Толщина зуба по дуге внешнего делительного конуса
p
 m
e
e
S 

,
e
2
2
где pe — шаг окружной делительный.
Т а б л и ц а 4.2 - Сводная таблица основных геометрических параметров конической зубчатой передачи (быстроходная ступень)
Числовые значения результатов
Наименование параметров
шестерня
колесо
расчета
Внешний модуль, мм
me
z
1
Число зубьев
Тип зуба
Осевая форма зуба
Исходный контур
Коэффициент смещения
контура
Степень точности
z
2
прямой
1
стандартизованный  w  20
исходного х = 0
Ст.7-В
Внешний делительный диаметр, мм
d e1
de2
Внешний диаметр вершин зубьев, мм
dae1
d ae2
Средний делительный диаметр, мм
d
1
d
Толщина зуба по дуге внешнего дели- S
e
тельного конуса, мм
bw
Ширина колес, мм
Угол делительного конуса, °
1
Внешнее конусное расстояние, мм
Re
2
2
4.1.5 Усилия в зацеплении конических колес
Для прямозубой передачи:
а) среднее окружное усилие на шестерне и колесе, Н,
2000 T1
F F F 
t
t1
t2
d1 ,
где Т1 – крутящий момент на шестерне ( на I валу) , Н∙м.
49
б) радиальная сила на шестерне (колесе)
F
 F  tg  cos 
,Н
r1(2)
t
1(2) ,
где   20  ;
в) осевая сила на шестерне (колесе)
F
 F  tg  sin 
,Н
a1(2)
t
1(2) ,
Отметим, что
Fa1  Fr 2 , а Fa2  Fr1
Примечание- Для передач с косыми и круговыми зубьями формулы для
определения сил в зацеплении см. справочную литературу.
4.2 Проверочный расчет конической прямозубой передачи
4.2.1 Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость
Расчет прямозубых колес ведется по формуле
T2 K H K HV U
  31620 
 H .
H
3
1 Kbe Kbe de2
где T2 — крутящий момент на большем колесе , Нм;
d — внешний делительный диаметр, мм;
e2

 

U — фактическое передаточное число конической передачи;
 H и  H  — соответственно фактическое (расчетное) и допускаемое
контактные напряжения, МПа;
K
K
H , Hv — расчетные коэффициенты ;
K — коэффициент ширины колеса по Re (см. п. 4.1.3).
be
K
H — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба вы-
бирается по таблице 4.3 в зависимости от вида опор (подшипников
качения) валов и отношения  bd1 
50
Kbe  1U 2
2  Kbe
.
Т а б л и ц а 4.3 - Выбор коэффициента K H при твердости колеса не более HB350
Относительная
ширина
Опоры валов
bw Kbe  1U 2



bd1 d
2 Kbe
1
Шариковые опоры
Роликовые опоры
0,2
0,4
Значения K H
1,07
1,14
1,04
1,08
0,6
0,8
1,0
1,23
1,13
1,34
1,18
—
1,23
Примечание - При твердости колеса более HB350 см. справочную литературу
или увеличить табличные значения K H на 0,20 ÷ 0,25.
K
HV — коэффициент динамичности, выбирается по таблице 3.6 при
степени точности условно пониженной на одну ступень против фактической в зависимости от средней окружной скорости V1 , м/с
 d n
1 1
V 
1 60 1000 .
При определении  H в случае перегрузки  H  1,05 H  или
недогрузки  H  0,85 H  , рекомендуются аналогичные корректировки, что и для цилиндрических передач (см. п. 3.2.1) , приняв вместо межосевого расстояния размер de2, а вместо ψba параметр kbe.
4.2.2 Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе
Ft K F K FV YF
F 
F ,
0,85m bw
 
где Ft 
2000 T1
d1 — окружное усилие, Н;
m — средний делительный модуль, мм;
bw — расчетная ширина колес , мм;
51
 F и  F  — соответственно фактическое (расчетное) и допускаемое напряжения на выносливость при изгибе, МПа;
K
K
Y
F , FV , F — расчетные коэффициенты .
K
F — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, вы-
бирается по таблице 4.4.
Т а б л и ц а 4.4 - Выбор коэффициента K F при твердости колеса не более HB 350
Относительная ширина
bw Kbe  1U 2



bd1 d
2 Kbe
1
Опоры валов
Шариковые опоры
Роликовые опоры
0,2
0,4
Значения K F
1,13
1,29
1,08
1,15
0,6
1,47
1,35
0,8
1,70
1,45
1,0
—
—
Примечание - При твердости колеса более HB350 см. справочную литературу
или увеличить табличные значения K F на 0,20 ÷ 0,25.
K
FV — коэффициент динамичности, выбираемый по таблице 3.8 по
тем же параметрам, что и K HV ;
Y — коэффициент формы зуба, выбирается по таблице 3.7 в завиF
симости от числа зубьев эквивалентного колеса zV :
z1(2)
zV 1(2) 
cos 1(2) .
Проверку выносливости зубьев на изгиб выполняем для того из
F
колес, для которого отношение Y меньше.
F
4.2.3 Проверка прочности зубьев на кратковременную перегрузку ( см.п.3.2.3).
52
РАЗДЕЛ II
РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА
ПЕРВОЙ МОДИФИКАЦИИ (М1)
Исходные данные для расчета
1) Конструктивное исполнение — открытая цепная передача.
2) Кинематическая схема - составить самостоятельно в соответствии с техническим заданием (ТЗ) на проектирование с указанием угла наклона линии центров передачи  , условий и режимов ее эксплуатации
3) Мощность P1 , частота вращения n1 крутящий момент T1 на ведущей (малой) звездочке:
P1  PIII , Вт ,
n1  nIII , об мин ,
T1  TIII , Н  м .
4) Передаточное число U  U цеп .
5) Срок службы t  , час, и параметры ступенчатого графика
нагрузки ( см.раздел I)
t
n1
z1
d2
da2
n2
ψ
β
d1
da1
z2
а
53
1 ВЫБОР ВИДА ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕЕ
ПАРАМЕТРОВ
1.1 Выбор вида цепи
В понижающих частоту вращения приводах машин цепную передачу устанавливают между тихоходным валом редуктора и приводным валом исполнительного механизма (устройства) машины. Это
обусловлено тем, что по сравнению с ременными передачами, цепная
передача обладает большей нагрузочной способностью, но повышенные динамические нагрузки (соударение шарниров с зубьями звездочек), износ и шум передачи огранивают высокие скорости цепи.
Однако, в проектируемых приводах эти скорости не настолько высоки, чтобы использовать трудоемкие зубчатые цепи. Поэтому применим стандартизованные приводные роликовые цепи однорядные
(ПР) и многорядные (2ПР, 3ПР, 4ПР) .
Параметры некоторых приведены в таблицах 1.1 и 1.2.
Выбор количества рядов цепи является задачей оптимизации
проектируемого привода, т. к. однорядная цепь приводит к увеличению длины цепи и соответственно габаритов привода.
Использовать четырехрядную цепь не рационально из-за большой
неравномерности передаваемой нагрузки между рядами цепи, что в
расчетах учитывается коэффициентом рядности цепи:
K ряд  1 — для однорядной;
K ряд  1,7 — для двухрядной;
K ряд  2,5 — для трехрядной;
K ряд  3,0 — для четырехрядной.
Поэтому в расчетах желательно параллельно рассмотреть цепи с
различным числом рядов (ПР, 2ПР и 3ПР), а затем выбрать оптимальный вариант, в частности, по габаритам привода.
Обычно в заданиях на проектировочные расчеты ограничений по
габаритам привода не задано. Тогда первоначально можно выбрать
шаг t однорядной цепи одним из методов (см.ниже), а затем по результатам проверочных расчетов скорректировать шаг и число рядов
цепи .
54
Т а б л и ц а 1.1 - Цепи приводные роликовые однорядные типа ПP,
двухрядные - 2 ПР и трехрядные - 3 ПР ( по ГОСТ 13568-97)
Обозначение цепи
Fразр, кН
Aш , мм2
В, мм
не более
q, кг/м
не менее
ПР-8-4,6
4,6
11
12
0,20
ПР-9, 525-9,1
9,1
28
17
0,45
ПР-12, 7-9-1
9
16,5
8,7
0,30
ПР-12, 7-9
9
21
12
1,35
ПР-12, 7-18-1
18
40
19
0,65
ПР-12, 7-18*
18
50
21
0,75
ПР-15, 875-23-1
23
51
20
0,80
ПР-15, 875-23*
23
67
24
1,0
ПР-19, 05-32*
32
106
33
1,9
ПР-25, 4-57*
57
178
39
2,6
ПР-31, 75-89*
89
260
46
3,8
ПР-38, 1-127*
127
395
58
5,5
ПР-44, 45-172*
172
470
62
7,5
ПР-50, 8-227*
227
642
72
9,7
2ПР-12,7-31,8
31,8
100
35
1,4
2ПР-15, 875-46
46
134
41
1,9
2ПР-19, 05-64
64
212
54
3,5
2ПР-25, 4-114
114
356
68
5,0
2ПР-31, 75-177
177
520
82
7,3
2ПР-38, 1-254
254
790
104
11,0
2ПР-44, 45-344
344
940
110
14,4
2ПР-50, 8-454
454
1284
130
19,1
3ПР-12, 7-45,4
45,4
150
50
2,0
3ПР-15, 875-69
69
201
57
2,8
3ПР-19, 05-96
96
318
86
5,8
3ПР-25, 4-171
171
534
98
7,5
3ПР-31, 75-266
266
780
120
11,0
3ПР-38, 1-381
381
1185
150
16,5
3ПР-44, 45-517,2
517,2
1410
160
21,7
3ПР-50, 8-680,4
680,4
1926
190
28,3
Обозначения: шаг цепи, мм, далее статическая разрушающая нагрузка, в кН ,
далее цифра 1 означает уменьшенный габарит цепи по ширине;
Аш — площадь проекции опорной площади шарнира (условная площадь),
В — габарит цепи по ширине, q — масса 1 м цепи (погонная масса кг/м).
* Цепи, которые изготавливают двухрядными и трехрядными.
55
Т а б л и ц а 1.2 - Параметры, общие для однорядных,
двухрядных и трехрядных цепей
Шаг цепи t .мм
BBH  l p
db
dp
8,0
9,525
12,7
15,875
19,05
25,4
31,75
38,1
44,45
50,8
3,00
5,72
2,4 ÷ 7,75
6,48 ÷ 9,65
12,7
15,88
19,05
25,4
25,4
31,75
2,31
3,28
3,66 ÷ 4,45
5,08
5,96
7,95
9,55
11,1
12,7
14,29
5,00
6,35
7,75 ÷ 8,51
10,16
11,91
15,88
19,05
22,23
25,70
28,58
h
7,5
8,5
10,0 ÷ 11,8
14,8
18,2
24,2
30,2
36,2
42,4
48,3
Обозначения: BBH — расстояние между внутренними пластинами цепи, мм l p
— длина ролика, мм, d b — диаметр валика (оси) шарнира, мм,
d p — внешний диаметр ролика, мм, h — ширина пластины, мм.
1.2 Выбор числа зубьев звездочек
Для повышения плавности работы, долговечности и уменьшения
шума в передачах со средними скоростями ( Vц  2  6 м с и U  1  5 )
число зубьев малой звездочки рекомендуют выбирать по эмпирической зависимости
z  29  2U  z
 19 .
1
1 min
Для более тихоходных передач ( Vц  2 м с ) число зубьев малой
звездочки допустимо уменьшить до z1 min  11...15 .
Число зубьев ведомой звездочки
z 2  z1 U  120 .
Результат округлить до целого числа с наименьшей погрешностью по
U.
Примечание - Рекомендации по выбору чисел z1 и z 2 с учетом числа
звеньев цепи Lt неоднозначны. Однако, для более равномерного износа зубьев
и цепи назначаем z1 и z 2 нечетными, выбрав Lt — четным числом.
56
1.3 Предельный шаг цепи
Стандартные цепи построены так, что с увеличением шага цепи
увеличиваются ее статическая прочность и площадь опорной поверхности шарнира, а, следовательно, и нагрузочная способность. С другой стороны, увеличение шага цепи приводит к повышенным динамическим нагрузкам и шуму передачи, особенно, при высоких скоростях цепей.
По этим причинам шаг цепи ограничивают в зависимости от быстроходности передачи (таблица1.3).
Таблица 1.3 - Предельные значения шага цепи tmax в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки
n1,
2500 1250 1000 900 800 630 500 400 300
об/мин
tmax,
9,525 12.70 15.87 19.05 25.40 31.75 38.10 44.45 50.80
мм
1.4 Корректирующие коэффициенты
z01
K

1.4.1 Коэффициент числа зубьев z z ,
1
где z01 25 — число зубьев малой звездочки типовой передачи.
n01
K

1.4.2 Коэффициент частоты вращения n n ,
1
где n01 — частота вращения малой звездочки типовой передачи. В
расчет принимаем n01 , ближайшую по величине к n1 , об/мин, из ряда
чисел в таблице1.5:
50; 200; 400; 600; 800.
1.4.3 Коэффициент условий эксплуатации
K K K K K
K
K
э
д
а
н
рег
реж с ,
 K — коэффициент динамичности (характера) нагрузки:
д
K  1,0 — нагрузка равномерная или близкая к ней ( для ленточных
д
конвейеров, насосов, компрессоров и т. п);
57
K  1,2 1,8 — нагрузка переменная, с толчками:
д
для цепных транспортеров K д  1,3 ;
для трансмиссий, смесителей, мешалок, мельниц и т.п. K д  1,5 ;
при сильных ударах — для молотковых дробилок, барабанных грохотов и т. п. принять K д  1,8 .
 K a — коэффициент межосевого расстояния
a
:
Kа  1 при a  30  50   t ,
Kа  1,25 при a  25  t ,
K а  0,8 при a  60  80   t .
 K H — коэффициент наклона цепи к линии горизонта:
K  1 при угле   60 .
н
K  1,25 при угле   60 .
н
 K
K
— коэффициент способа регулировки натяжения цепи:
рег
 1,0 — периодическое натяжение цепи положением одной из
рег
звездочек;
K
 1,1 — натяжение отжимной звездочкой или натяжным ролирег
ком;
K
 1,25 — натяжение нерегулируемое.
рег
 K
— коэффициент, учитывающий режим (сменность)
реж
работы:
K
 1 — односменный,
реж
K
 1,25 — двухсменный,
реж
K
 1,45 — трехсменный.
реж
K
можно условно принять в зависимости от типового режима
реж
нагружения: 0, I, II — трехсменная работа, II, III, IV — двухсменная
работа, IV, V — односменная работа.
58
При ступенчатом режиме нагружения (эквивалентном заданному
графику нагрузки) типовой режим нагружения можно выбрать по
таблице 1.4 в зависимости от коэффициента эквивалентности K H E
(см.раздел I п.2.2).
Таблица 1.4 - Выбор типового режима работы по
коэффициенту K H E
K HE
1,0 0,500 0,250 0,180 0,125 0,063
Типовой режим нагружения
0
I
II
III
IV
V
(работы)
Примечание - Пояснение типовых режимов работы см. Раздел I, рис. 2.
 K — коэффициент смазки, учитывающий ее качество и среду
с
эксплуатации.
Т. к. передача открытая, то среда эксплуатации запыленная, а качество смазки удовлетворительное, обеспечиваемое густым внутришарнирным смазыванием через 120 ÷ 180 часов при скорости цепи
Vц  4 м с или капельно (20 капель/мин) при Vц  7 м с . В этом случае K  1,3 .
с
При сильной запыленности или возможности загрязнения цепи
необходимо периодическое внутришарнирное смазывание через 6 ÷ 8
часов:
K  1,8 при Vц  4 м с ,
с
K  3 при Vц  4  7 м с .
с
Если передача работает в отсутствии пыли при V  4 м с , то при
ц
капельном смазывании (4 ÷ 10 капель/мин) K  0,8 ;
с
при густом внутришарнирном смазывании через 120 ÷ 180 часов —
K  1,0 .
с
Однако, добиться таких условий для открытой передачи затруднительно.
Поэтому предварительно можно принять K  1,3 .
с
59
1.5 Методики выбора цепи
1.5.1 Выбор цепи по условному давлению в шарнире
*
Формула для предварительного определения шага t , мм, роликовой цепи имеет вид
t *  28  3
где
T1  K э
z1 [ po ]m
,
m - число рядов цепи;
K - коэффициент эксплуатации;
э
Т1- крутящий момент на малой звездочке, Н.м;
[ p o ] - допускаемое давление в шарнирах типовой цепи, МПа, по таблице 1.5.
Т а б л и ц а 1.5 - Допускаемое условное давление  p0  в шарнире
роликовой цепи для типовой передачи при z1  15  30
n01 , об/мин
50
200
400
600
800
 p0  , МПа
12,7 ÷ 15,875
35,0
31,5
28,7
26,2
24,2
при
t, мм
19,05 ÷ 25,4
35,0
30,0
26,6
23,4
21,0
31,75 ÷ 38,1
35,0
26,2
24,2
21,0
18,5
44,45 ÷ 50,8
35,0
21,7
21,0
17,5
15,0
Т.к. величина шага пока не известна, в формулу подставляем среднее значение давления при минимально и максимально возможном
шаге , соответственно, при 12,7мм и 50,8 мм при заданной частоте
вращения звездочки.
Окончательно, по таблице 1.1. выбираем стандартную цепь, шаг
которой не должен превышать предельных значений (таблица 1.3).
1.5.2 Выбор цепи по расчетной мощности передачи
Определяют расчетную мощность проектируемой передачи по
формуле, кВт,
P
 P K K K ,
расч 1 э z n
где Р1- мощность на малой звездочке, кВт.
60
Затем выбирается цепь по таблице 1.6, исходя из требуемого
Pрасч, при соблюдении условия Pрасч  K ряд  [ Pрасч ] ,
где
[Pрасч] — допускаемая расчетная мощность типовой однорядной передачи по таблице 1.6.
Если однорядная цепь недостаточна или имеет слишком большой
шаг (см.таблицу 1.3) , то, варьируя коэффициентами Кряд = 1; 1,7; 2,5
, выбираем многорядную цепь.
Таблица 1.6 - Допускаемая расчетная мощность, [Pрасч], кВт, при
z01  25 и n01 типовых однорядных передач
Обозначение цепи
ГОСТ 13568-97
ПР-12, 7-9-1
ПР-12, 7-18-1
ПР-12, 7-18
ПР-15, 875-23-1
ПР-15, 875-23
ПР-19, 05-32
ПР-25, 4-57
ПР-31, 75-89
ПР-38, 1-127
ПР-44, 45-172
ПР-50, 8-227
Частота вращения малой звездочки n01 , об/мин
50
0,19
0,35
0,45
0,57
0,75
1,41
3,20
5,83
10,5
14,7
29,9
200
0,68
1,27
1,61
2,06
2,70
4,80
11,0
19,3
34,8
43,7
68,1
400
1,23
2,29
2,91
3,72
4,88
8,38
19,0
32,0
57,7
70,6
110,0
600
1,69
3,13
3,98
5,08
6,67
11,4
25,7
42,0
75,7
88,3
138,0
800
2,06
3,86
4,90
6,26
8,22
13,5
30,7
49,3
88,9
101,0
157,0
1.5.3 Выбор цепи при габаритных ограничениях
В этом случае шаг цепи определяется из геометрических соображений с последующим проверочным расчетом.
Например, в рассматриваемом приводе М1 для удобства монтажа и уменьшения габаритов исполнительного механизма рационально принять делительный диаметр большей (ведомой) звездочки в
пределах
d 2*  0,9  1,2 D ,
 D — для барабана ленточного конвейера;
где диаметр D   б
 Dзв — для звездочки цепного конвейера.
61
Тогда предварительное значение шага цепи , мм,
0 

t *  D  sin 180
  t
z
2  max

Далее, по таблице 1.1. выбираем стандартную цепь, шаг которой
не должен превышать предельных значений (таблица 1.3).
В качестве габаритного ограничения часто используют межосевое
расстояние, и предварительное значение шага цепи в этом случае рекомендуют принимать по соотношению
t*  a / 30...50 , мм
1.6 Геометрические параметры цепной передачи
Диаметры делительных окружностей звездочек определяют по
формуле ( i=1,2 ), мм,
d 
i
t
180  .
sin
zi
Минимальное межосевое расстояние, мм, ограничивается минимально допустимым зазором между звездочками (30...50 мм):
amin 
где
dai
d a1  d a 2
 30...50 ,
2
- диаметры вершин звездочек, мм, (i=1,2 )
d
0

 t   0,5 ctg 180 ,
ai
Zi 

По соображениям долговечности цепи на практике рекомендуют
принимать
a  30...50   t. .
Число звеньев цепи (длина цепи в шагах)
2a z1  z 2  z 2  z1  t
*
   100  120
Lt 

 
.
t
2
 2  a
Полученное значение округлить до целого четного числа
уточнить межосевое расстояние.
62
Lt
и
z  z2
z  z2 
t

 z  z1 
a
 L  1
 L  1
  8 2

расч 4  t
t
2
2
2






2
2


 .
Монтажное межосевое расстояние из условия нормального провисания цепи, мм,
a
 a ,
монт
расч
где a  0,002 0,004   a расч .
a
a
монт принять целым числом в пределах
a min  a
 a max .
монт
монт
монт
Величину
2 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
При несоблюдении приведенных ниже условий необходимо изменить шаг или число рядов цепи и скорректировать проектировочные
расчеты.
2.1 Проверка долговечности цепи
Число ударов цепи, с-1
z n
508
  1 1    
.
15Lt
Размерность в формуле:
t
n1, об/мин; t, мм.
2.2 Проверка на отсутствие резонансных колебаний цепи
Критическая частота вращения малой звездочки, об/мин,:
P1
9,510 5
n


n ,
кр1 z a
1
1 монт Vц q
где q — погонная масса цепи, кг/м (таблица 1.1);
t  z n1
V 
ц 601000 - средняя скорость цепи, м/с.
Размерность в формуле: Р1 , кВт; амонт, мм
63
2.3 Проверка цепи по запасу прочности при кратковременной перегрузке
Натяжение ведущей ветви цепи при кратковременной перегрузке
F
 K F  F ,
1 max
П t
f
T
K П  max - кратность перегрузки (пусковая характеристика
T
электродвигателя);
где
P
2000 Т1
Ft  1 
Vц
d1 - окружная сила, передаваемая цепью, Н;
F 103  a
 q  g  K , Н — натяжение от провисания
f
расч
f
(силы тяжести) ведомой ветви цепи ( a р а с ч ,мм, g = 9,81 м/с2
— ускорение свободного падения);
K f  1 5 cos 2  — коэффициент, учитывающий наклон линии центров звездочек к линии горизонта.
Коэффициент запаса прочности цепи S
S
F
разр
F1max
 S   7  0,25  t  n1 10 3 ,
где t, мм; n1, об/мин.
2.4 Проверка цепи на износостойкость по условному давлению
Из условия не выдавливания смазочного материала в шарнирах
цепи, условное давление в шарнире цепи
Ft
p 
p
  p  0 ,
Aш
Kэ
где
А — площадь шарнира по таблице 1.1;
ш
 p0  — допускаемое условное давление в шарнире цепи, определяемое по таблице 1.5 для выбранной цепи.
64
3 НАГРУЗКИ В ВЕТВЯХ ЦЕПИ И НА ВАЛЫ ЗВЕЗДОЧЕК
y
ψ
φ
FВ
F1
β
γ
ψ
x
F2
Натяжение ведущей ветви цепи при номинальном режиме работы
F  K F F F ,
1
д t
V
f
где K
д — коэффициент динамичности (см. п. 1.4);
FV  q V 2
Н — центробежная сила;
q, кг/м — по таблице 1.1;
Натяжение ведомой ветви
F2  FV  F f
.
Нагрузка на валы
где
F  F12  F22  2 F1 F2 cos2  ,
В
 d 2  d1 
 ,
  arcsin
2

a


2 — угол между ветвями цепи, a  a расч .
65
Угол между вектором FB и линией центров передачи
 F1  F2   sin  
.


F

F

cos

2
 1

  arctg 
Угол наклона вектора
F В к горизонту
   
,
где  — угол наклона цепи к горизонту.
Величины F В и  используют в уточненных расчетах вала редуктора, предварительно разложив F В на горизонтальную
F  F  cos 
Bx
В
и вертикальную
F  F  sin  составляBy
В
ющие.
Отметим, что для цепной передачи, работающей по принципу зацепления, а не трения, величина Ff не имеет такого решающего влияния, как для ременной передачи. Обычно Ff составляет всего несколько процентов от Ft.
Для распространенных на практике тихоходных и среднескоростных передач (V < 10 м/с) Ff составляет не более 5% от Ft, а FV - не
более 0,5% от Ft.
При этом в практических расчетах можно принимать
F 0
2
 
Тогда
и
;
F  F  K F
B
1
д t
   
F  F  cos   
Bx
1
F  F  sin    
By
1
66
РАЗДЕЛ III
РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА ВТОРОЙ МОДИФИКАЦИИ (М2)
Условия задачи
Рассчитать одноступенчатую червячную передачу с архимедовом
червяком (ZA), входящую в привод к ленточному или цепному
транспортеру.
Исходные данные для расчета
1) Кинематическая схема привода М2 (рисунок 1).
Привод второй модификации состоит из электродвигателя 1, ременной передачи 2, одноступенчатого червячного редуктора 3 и компенсирующей муфты 4, соединяющей выходной вал редуктора с приводным валом барабана ленточного конвейера 5.
Принятые на схеме нагрузочные и кинематические обозначения:
P PI  , PII , PIII — мощность на валах передачи, кВт;
э
n nI  , n II , nIII — частота вращения валов, об/мин;
э
T TI , TII , TIII — крутящий момент на валах, Нм;
э
N I , N II , N III — число циклов нагружения валов;
 
z1 — число заходов червяка;
z 2 — число зубьев червячного колеса.
2) Усилие на ленте F л или на цепи Fц транспортера, Н.
3) Линейная скорость ленты V л или цепи Vц , м/с.
4) Диаметр барабана ленточного транспортера Dб , мм или шаг цепи звездочки t, мм и Z зв — число зубьев звездочки транспортера.
5) Режим нагружения и суммарный срок службы привода те же,
что и для привода М1.
6) Параметры электродвигателя: тип, марку, мощность
стоту вращения
P
э
и ча-
n первоначально принять такими же, что и в
э
приводе М1 (см. раздел I).
67
1 — электродвигатель, 2 — ременная передача, 3 — червячный редуктор, 4 — муфта, 5 — исполнительный механизм.
Рисунок 1 (М2) - Кинематическая схема привода второй модификации.
1 РАСЧЕТ ОБЩИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА М2
Выбор электродвигателя и определение силовых и кинематических параметров проводится с учетом КПД червячной и ременной
передачи:
0,7 ÷ 0,75 — при z1 = 1 (uчер > 30),
ηчер= 0,76 ÷ 0,85 — при z1 = 2 (uчер = 15 ÷ 30),
0,86 ÷ 0,92 — при z1 = 4 (uчер = 8 ÷ 15);
68
0,96 ÷ 0,98 — для плоскоременной передачи,
0,95 ÷ 0,97 — для клиноременной передачи;
ηрем=
а также КПД муфты  м  0,98  0,99
  0,99  0,995 .
пк
и подшипников качения
Учитывая более низкий КПД червячных передач по сравнению с
КПД зубчатых передач, мощность первоначально выбранного электродвигателя может оказаться недостаточной для нормальной работы
исполнительного механизма.
 


Общий КПД привода М2
об
рем ред м ,
где КПД червячного редуктора

ред

 2 .
черв пк
Требуемая мощность на валу электродвигателя, кВт
P ,
P* 
э 
об
где
P  P или P ;
б
ц
F V
Pб  л л , кВт
1000
Pц 
Fц  Vц
1000
, кВт
P  0,95P* мощность выбранного электродвигателя доэ
э
При
статочна. В противном случае необходимо выбрать электродвигатель
большей мощности, используя таблицу1.2 разд. I.
Общее передаточное число привода М2 остается таким же, как в
приводе М1, т.к. частоты вращения электродвигателя и исполнительного механизма не изменились
n
u  э .
об n
III
Передаточное
число
червячного
редуктора
принимаем
u *чер  uкон  uцил  10
и уточняем по стандартизованному ряду:
10; (11,2); 12,5; (14); 16; (18); 20; (22,4); 25; (28);
31,5; (35,5); 40
В скобках указаны значения второго ряда чисел.
Примечание -
u
кон
и
u
цил определяются при расчете привода М1 (см. раздел I).
69
Тогда передаточное число ременной передачи будет
U
рем

U об
U чер (округлить до сотых ).
Проверить условие 1,5 ≤ Uрем ≤ 3,0.
В случае, если частота вращения электродвигателя изменена
( например, увеличена) по сравнению с приводом М1, тогда при разбивке общего передаточного числа Uоб по ступеням можно
задаться передаточным числом червячной передачи в пределах
U об
U
U* 
 об  10  40 .
чер [U
рем ] 1,5  3,0
Затем выбрать из стандартизованного ряда чисел U чер и уточнить
U
рем

U об
U чер так, чтобы соблюдалось условие 1,5 ≤ Uрем ≤ 3,0 .
В результате должны быть уточнены:
1) мощности на валах привода, кВт:
P  P 

II
Э рем пк ,
P P ,
I
Э
2) частоты вращения валов, об/мин:
nI
n

n n ,
,
II u
I
э
рем
3) угловые скорости валов, рад/с:
  
I
э
n I
30
,

II

P  P  ;
III
Э об
n
III

I
u рем ,
4) крутящие моменты на валах, Н∙м:
P
1000Pi
i
T

T  9550 
или
,
i
i

n
i
i
где P, кВт , n,об мин, ω, рад/сек; i=I,II,III.
Результаты расчетов свести в таблицу.
.
70
n II
uчер ;

III

 II
uчер ;
2 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
Исходные данные для расчета
1) Крутящий момент на колесе T2  TIII , Н  м ;
2) Частота вращения червяка n1  nII , об мин ;
3) Передаточное число u  uчер ;
4) Срок службы передачи t , час .
5) Параметры графика нагрузки: k1, k2, k3, α1, α2, α3 (см.раздел I риT
max  2,4
сунок 3), T
.
ном
2.1 Материалы червяков и червячных колёс
Червяки. Наилучшее качество работы червячной передачи обеспечивают червяки, изготовленные как из цементируемых сталей (15Х,
20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ) с твёрдостью после термообработки HRC
58...63, так и из среднеуглеродистых сталей (45, 40Х, 38ХГН, 40ХН) с
поверхностной или объёмной закалкой до твёрдости HRC 50...55 с
последующим шлифованием и полированием рабочих поверхностей
червяка.
Улучшенные, нормализованные (твердость HB ≤ 350) и чугунные
червяки применяют в тихоходных и малонагруженных передачах, а
также при отсутствии оборудования для их шлифовки.
Червячные колёса. Материалы, применяемые для червячных колёс
(таблица 1.1), можно условно разбить на три группы по убыванию их
противозадирных антифрикционных свойств.
Группа 1. Бронзы высокооловянистые (6...10% Sn) с присадками
фосфора и никеля. Эти бронзы отличаются хорошими противозадирными свойствами. Их применяют в высокоскоростных передачах при
скоростях скольжения VS до 30 м/с.
Группа 2. Бронзы безоловянистые и латуни. Значительно дешевле
оловянистых, но обладают худшими антифрикционными свойствами
и поэтому применяются при скоростях скольжения VS до 5 м/с.
Группа 3. Мягкие серые чугуны. Применяют в механических и
ручных приводах при VS до 2 м/с.
71
Выбор группы материала производят, определив скорость скольжения по эмпирической формуле
V *  3,7 4,6  n  10 4  3 T2 , м с .
S
1
Т а б л и ц а 1.1 - Материалы для червячных колёс
Механические Рекомендуемый
Способ свойства, МПа
Группа Марка материала
отливки
предел VS , м/с


 В Т ВИ
З
К
БрОНФ 10-1-1
Ц
З
БрОЦС6-3-3
К
БрОЦС5-5-5
К
БрСуН7-2
К
З
БрАЖ-9-4
К
Ц
БрАЖН10-4-4
К, Ц
БрАЖМц 10-3-1,5 К
З
ЛАЖМц66-6-3-2 К
Ц
ЛМцС58-2-2
К
ЛМцОС58-2-2-2 К
СЧ12-28
—
СЧ15-32
—
СЧ 18-36
—
200
250
290
180
200
220
180
400
500
500
600
500
600
650
700
340
500
—
—
—
БрОФ-10-1
1
2
3
140
150
170
90
90
90
—
200
200
200
200
200
240
240
240
140
380
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
280
320
360
25
25
30
12
12
12
25
5
5
5
5
5
5
5
5
5
5
2
2
2
2.2 Допускаемые напряжения
Основными причинами выхода из строя закрытых и открытых
червячных передач являются поверхностные разрушения, схватывание и износ зубьев.
Схватывание особенно опасно при изготовлении венцов червячных колёс из чугуна или твёрдых безоловянистых бронз.
Усталостное выкрашивание наблюдается главным образом в передачах с колёсами из стойких против заедания оловянистых бронз.
Изломы наблюдаются возле очагов износа, причём ломаются только зубья мелкомодульных колёс.
72
Поэтому, основным расчётом как для закрытых, так и для открытых червячных передач является расчёт на контактную выносливость
и износостойкость зубьев колеса, предотвращающий выкрашивание,
износ и заедание.
Расчёт на выносливость зубьев при изгибе выполняют как проверочный.
Витки червяка, изготовленного из стали, значительно прочнее
бронзовых или чугунных зубьев червячного колеса, в связи с чем
витки червяка на прочность не рассчитывают.
Допускаемые напряжения при расчёте на контактную прочность и
износостойкость рабочих поверхностей зубьев червячного колеса
 H  и на выносливость зубьев по напряжениям изгиба  F  определяют в зависимости от выбранной группы материала червячного колеса по таблице 2.1.
Т а б л и ц а 2 . 1- Допускаемые напряжения для зубьев червячных колес
Группа материала
(см.таблицу1.1
)
 F 
 H 
1
0,75 ...0,9  В  K HL  CV  F 0  0,25 Т  0,08 В  K FL
2
250
3
175  210   35VS
 F 1  0,16 В

 300  25V
S
 F 0  0,225 ВИ
 F 1  0,075 ВИ
Примечания
1 Индекс -1 — при симметричном цикле нагружения (передача реверсивная),
0 — при отнулевом цикле нагружения.
2 Меньшие значения выбираются при твердости червяка не более HB 350,
большие — при шлифовке и полировке червяка при твердости HRC ≥ 45.
В таблице 2.1
CV
— коэффициент, учитывающий интенсивность из-
нашивания зубьев, определяется по формуле
 0,352
C  1,66  V
V
S
таблице:
V , м/с
S
5
6
7
≥8
CV
0,95
0,88
0,83
0,8
73
или по
K HL — коэффициент долговечности при расчёте на контактную
усталостную прочность (выносливость).
10 7
8
K HL 
1,15 ,
N HE
где N HE — эквивалентное число циклов перемены напряжений:
при постоянной нагрузке
N HE  N  60t  n2 ,
n1
где n2 nIII или n2  U - частота вращения червячного колеса;
при переменной нагрузке
N HE  K HE  N  .
K FL — коэффициент долговечности при расчёте на выносливость по
напряжениям изгиба:
K
FL
9
106
1,
N FE
где N FE — эквивалентное число циклов перемены напряжений:
при постоянной нагрузке
N
 N  60  t  n ,
FE

 2
при переменной нагрузке
N FE  K FE  N  .
7
7
7
При N HE  2510 и N FE  25  10 , принимается N HE  25 10 и
N FE  25 107 .
Следовательно, коэффициенты долговечности принимают значе 1,0 .
0,67  K
 1,15 и 0,54  K
ния
FL
HL
K
K
HE и FE — коэффициенты приведения, с помощью которых
суммарное число циклов перемены напряжений заменяют эквивалентным, соответствующим постоянной нагрузке, эквивалентной по
усталостному воздействию действительной нагрузке на передачу.
74
При ступенчатом нагружении передачи коэффициенты K HE и
K
FE определяют по зависимостям:
K HE   ki  i4 ,
где
K FE   ki  i9
 , ki — параметры графика нагрузки .
i
,
График нагрузки тот же, что и при расчете привода М1 (см. раздел
I, рисунок 3б).
Для типовых режимов работы значения K H E и K FE приведены в
таблица. 2.2.
Т а б л и ц а 2.2 - Коэффициенты приведения K H E
Режим рабо- 0
1
2
3
K HE
1,0
0,41
0,20
0,12
ты
K FE
1,0
0,2
0,10
0,04

1,0
0,77
0,5
0,45
и K FE
4
0,081
0,016
0,38
5
0,034
0,004
0,31
2.2.2 Предельные допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки
При действии на зубья червячного колеса кратковременных перегрузок T2пик требуется проверка зубьев на отсутствие пластических
деформаций или хрупкого разрушения рабочих поверхностей зубьев
по контактным напряжениям  H max  H max и напряжениям при
изгибе  F max  F max . При этом используется таблица 2.3 и свойства выбранного материала колеса.
Т а б л и ц а 2.3 - Допускаемые максимальные напряжения зубьев
червячного колеса
Группа материала (таблица 1.1)
 H max
1
4T
2
2T
3
1,5
75
 F max
0,8T
В
0,6
В
3 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
3.1 Определение расчетных и стандартизованных параметров червячной передачи
3.1.1 Число заходов червяка и зубьев червячного колеса
Число заходов червяка z1 определяется по таблице 3.1 в зависимости от передаточного числа U.
Т а б л и ц а 3.1- Значение числа заходов червяка
сти от передаточного числа U
8...15
15...28
U
z
1
4
4; 2
z в зависимо1
28...35,5
≥ 36
1; 2
1
Число зубьев колеса z2  z1  U .
По условию не подрезания зубьев z2  28
3.1.2 Коэффициент диаметра червяка q
Рекомендуют 0,212 z 2  q  0,4 z 2
*
Предварительно принимают q  0,25  z 2
Полученное значение округляют до ближайшего стандартизованного по табл. 3.2. Целесообразно ориентироваться на минимальные (из указанных в таблице) значения q, так как с уменьшением q
увеличивается угол подъёма витков червяка и, следовательно, КПД
передачи.
Однако, из условия жесткости червяка необходимо, чтобы значение q превышало минимально допустимое значение
qmin 0,212  z2 .
Т а б л и ц а 3.2 - Значения q в зависимости от стандартных значений т.
т
2; 2,5; 3,15; 5; 6,3
8; 10; 12,5 16
20
8;
4; 510; 12,5; 8; 10; 12,5; 8; 10; 12,5; 8; 10; 12,5; 8; 10
q
16; 18
14; 16; 20 16; 20
16
76
3.1.3 Межосевое расстояние
Межосевое расстояние червячной передачи определяют по формуле ,
мм,
2


z


5400
q
 K T
a*   2 1  3 
2,
w  q    z 
 H 2
 
где K – коэффициент нагрузки (см.п.4.1.1). Предварительно
K≈1,1…1,3; T2, Н∙м, [σH], МПа
При q  0,25  z2 формула упрощается
K T2
a*  610  3
w
H 2
 
Для стандартного редуктора полученное значение межосевого расстояния округляют до ближайшей величины (мм):
40, 50, 63, 80, (90), 100, (112), 125, (140), 160, (180),
200, (225), 250, (280), 315, (355), 400, (450), 500.
В скобках указаны значения второго ряда чисел.
3.1.4 Модуль передачи
2 a w
m* 
q  z2 ,
Полученное значение модуля округляют до ближайшего стандартизованного по таблице 3.2.
3.1.5 Проверка параметров по коэффициенту смещения
a
x  w  0,5z 2  q .
m
Если x  1 , то необходимо изменить q и z 2 так, чтобы соблюдалось
условие x  1 . При этом проверить условие 0,212 z2  q 0,4 z2 .
После выбора стандартизованных значений
aw , т
и q их можно
согласовать со стандартизованными комплексами параметров aw , т,
q, z1 , z 2 , u
и
х (см. приложение М2,стр.86).
77
3.1.6 Геометрические параметры червячной передачи.
Червяк
 Делительный диаметр
d1 mq .
 Начальный диаметр
d w1 m(q  2 x) .
 Диаметр вершин витков
d a1 d1  2m .
 Диаметр впадин витков
d f 1  d1  2,4m .
 Длина нарезной части червяка b1 (таблица 3.3)
Т а б л и ц а 3.3 - Длина нарезной части червяка
z1 = 4
z1 = 1 и 2
Коэффициент смещения х
b1  (10,5  z2 )  m
b1  (10,5  z2 )  m
-1
-0,5
0
+0,5
+1
b1  (8  0,06  z2 )  m b1  (9,5  0,09  z2 )  m
b1  (11  0,06  z 2 )  m b1  (12,5  0,09  z2 )  m
b1  (11  0,1  z2 )  m
b1  (12,5  0,1  z2 )  m
b1  (12  0,1  z2 )  m b1  (13  0,1  z2 )  m
Примечание- Для шлифуемых и фрезеруемых червяков длину
b1 увеличивают на 25 мм при модуле m  10 мм ,
на 35…40 мм при m=10…16 мм, на 50 мм при m  16 мм .
78
Червячное колесо
 Делительный (начальный) диаметр
d 2 d w2 m z2 .
 Диаметр окружности вершин зубьев
d a2  d 2  2m1 x  .
 Диаметр окружности впадин зубьев
d f 2 d 2 2m1,2 x .
 Наружный диаметр d aМ 2 и ширина венца колеса b2 в зависимости от числа заходов червяка определяют по таблице 3.4
  — условный угол обхвата червяка зубом колеса, определяется точками пересечения дуги окружности диаметром dw1+1,5m


b2


с контуром венца колеса   2 arcsin d 1,5m 
 w1

Т а б л и ц а 3.4 - Наружный диаметр и ширина венца червячного
колеса
z1
1
2
4
d
aМ 2
b2
 d a2  2m
 d a2 1,5m
0,75d a1
 d a2  m
0,67d a1
3.2 Скорость скольжения в зацеплении и КПД передачи
3.2.1 Скорость скольжения витков червяка относительно зубьев колеса, м/с
V
mn1
V  w1  Vw21 Vw22 
z12  q  2 x 2 ,
S cos 
19100
w
где Vw1 , Vw2 — окружные скорости соответственно на начальном
диаметре червяка и червячного колеса, м/с
Vw1 
 d w1 n1
60 1000
 d w2 n2
V 
w2
601000
Углы подъёма витка червяка:
z1


arctg
- делительный угол подъёма витка
;
q
79
.
- начальный угол подъёма витка
V
z
  arctg 1  arctg w2 .
w
q2x
Vw1
3.2.2 Коэффициент полезного действия
Коэффициент полезного действия учитывает потери на трение в
зацеплении, в опорах и на перемешивание смазки в картере
tg w

tg ( w   ') ,
где  'arctg f ' - приведенный угол трения (см. таблицу 3.5),
f ' - приведенный коэффициент трения, величина которого зависит
от материалов червячной пары, от скорости скольжения и чистоты
обработки поверхностей.
При  '   w передача движения в обратном направлении (от колеса к червяку) становится невозможной - самотормозящая червячная
пара. Свойство самоторможения червячных передач используют в
грузоподъемных и других механизмах. КПД самотормозящей передачи мал и всегда меньше 0,5.
Для надежности самоторможения рекомендуют  '  2   w .
3.3 Силы в зацеплении
 Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке ,Н,
F F 
t2
a1
2000 T2ф
d w2
,
где T2ф  T1  U   ред - фактический крутящий момент на колесе.
 Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе
F F 
t1
a2
2000 T1
d w1
.
Связь между окружными силами
Ft 2  z1
F 
 F  tg   w   / 
t1 q  2 x 
t2 

ред
 Радиальные силы на колесе и архимедовом червяке
F  F  F  F  tg ,
r
r1
r2
t2
w
где W — угол зацепления. Для стандартного  W  20  Fr 0,364 Ft 2
80
.
Т а б л и ц а 3.5 - Значение угла трения  ' между витками червяка
и зубьями колеса при шлифованном или полированном червяке
Скорость скольжения Угол трения  ' для групп материалов
V
1
2и3
S
0,01
6°10′
7°20′
0,1
4°30′
5°10′
0,25
3°40′
4°20′
0,5
3°10′
3°40′
1
2°30′
3°10′
1,5
2°20′
2°50′
2
2°00′
2°30′
2,5
1°40′
2°20′
3
1°30′
2°00′
4
1°20′
1°40′
7
1°00′
1°30′
10
0°55′
1°20′
15
0°50′
1°10′
Примечание - Значения угла трения даны с учетом потерь на перемешивание
масла и потерь в подшипниках (качения) валов.
4 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ
В проверочных расчётах определяют фактические контактные
напряжения  H и напряжения изгиба  F и сравнивают их с допускаемыми  H  и  F . Для этого уточняют значение допускаемого
напряжения  H  (см. п. 2.2.1) с учётом точного значения VS (см. п.
3.2.1) .
4.1 Расчетные коэффициенты для проверки прочности червячной передачи
4.1.1 Коэффициент нагрузки
K  K  K  K K .
H
F
 V
где K  — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по
ширине венца колеса.
При постоянной нагрузке K  1 ,
3
 z2 
при переменной K  1   1  
 
81
,
где  — коэффициент деформации червяка, зависящий от z1 и q (см.
таблицу 4.1)
 — коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи
на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка

1   T2i ti 

.
T2   ti 
Значения  для типовых режимов нагружения даны в таблице 2.2.
При ступенчатом графике нагрузки   1  k1  2  k2  3  k3  ...
Т а б л и ц а 4.1 - Коэффициент деформации червяка  и делительный угол подъема  линии витков червяка
q
z1
,
8
10
12,5
14
16
18
20

6°20′ 5°9′
4°5′
4°05′ 3°35′ 3°11′ 2°52′
1

72
108
154
190
214
257
248

14°2′ 11°19′ 9°5′
8°8′
7°7′
6°20′ 5°43′
2

57
86
121
152
171
204
197

26°43′ 21°48′ 17°45′ 15°57′ 14°2′ 12°31′ 11°19′
4

47
70
98
123
134
163
157

Коэффициент динамической нагрузки KV , зависит от скорости
скольжения VS и принятой степени точности изготовления червячной пары (таблица 4.2).
Т а б л и ц а 4.2 - Значение динамического коэффициента KV
Степень
точности
6
7
8
9
Скорость скольжения, VS , м/с
1,5
1,5…3
3…7,5
—
—
1,00
1,00
1,00
1,10
1,15
1,25
1,35
1,25
—
—
82
7,5…12
1,10
1,20
—
—
4.1.2 Коэффициент формы зуба F
Коэффициент F принимают по таблице 4.3 в зависимости от
числа зубьев эквивалентного прямозубого колеса ZV 
z2
cos3 
w
Т а б л и ц а 4.3 - Зависимость коэффициента формы зуба F от
числа зубьев эквивалентного колеса Z V
Z
V 20

24
26
28
30
32
35
37
40
45
50
60
80
100 150 300
F 1,98 1,88 1,85 1,80 1,76 1,71 1,64 1,61 1,55 1,48 1,45 1,40 1,34 1,30 1,27 1,24
4.2 Расчётные напряжения при проверочных расчетах
Проверочные расчёты
 на контактную выносливость
K T2ф 5400 q  2 x   z  q  2 x 3
15200
 2
 K T2ф   H ;
 


H


d w2
z2
a
q

2
x
d w1
 w

 на выносливость зубьев по изгибу
 

F

0,74YF  K  Ft 2
b2 mcos  w
 
 F .
Результат расчёта следует признать неудовлетворительным, если
 H  1,05 H  (передача перегружена), а также в случае  H  0,85 H 
(передача значительно недогружена). В этих случаях следует повторить расчёт, изменив соответствующим образом межосевое расстояние или другие геометрические параметры.
В большинстве случаев расчётные напряжения изгиба в зубьях колёс значительно ниже допускаемых, так как нагрузочная способность
червячных передач ограничивается контактной прочностью и износостойкостью зубьев червячного колеса.
В случае  F   F  следует увеличить модуль m и выполнить повторный расчёт.
83
4.3 Проверка передачи на кратковременную перегрузку
Проверка передачи на кратковременную перегрузку по контактным напряжениям и напряжениям изгиба:
 максимальные контактные напряжения
T2 max
  H max .
T2
 максимальные напряжения изгиба
T
 F max   F  2 max   F max .
T2
Допускаемые максимальные напряжения  H max и  F max для
зубьев колеса см. таблицу 2.3.
4.4 Проверка червячной передачи на теплостойкость
Для удовлетворительной работы червячного редуктора необходимо обеспечить условие
 H max   H 
tМ 
1000  1     P1
 t0  t М ,
KT  A
где t М — температура масла (корпуса) редуктора, °С;
t 0  20С — температура окружающего воздуха;
P1
— мощность на входном валу, кВт;
КТ = 10…17 Вт м  С — коэффициент теплопередачи без искусственного охлаждения (большие значения — при хороших условиях
охлаждения);
А — площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора, м2;
t М  95С — максимально допустимая температура масла.
Площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора определяют
(рисунок 1 раздел III М2) по формуле :
2
A 2H (L  B)  c L B
B  2 d a1 ;
где H  2aw  0,4daM 2 ; L  1,3d aM 2 ;
c – коэффициент теплоотвода от днища корпуса: c = 1…1,5.
При
этом c = 1,5, если между днищем и фундаментом есть зазор для протекания воздуха.
Приближенно площадь поверхность охлаждения корпуса редуктора можно оценить по таблице 4.4.
84
Т а б л и ц а 4.4 - Зависимость поверхности охлаждения корпуса
червячного редуктора от межосевого расстояния передачи
a , мм 80
100 125 140 160 180 200 225 250 280
w
А, м2
0,19 0,24 0,36 0,43 0,54 0,67 0,8 1,0 1,2 1,4
Если t М  t М , то должен быть предусмотрен отвод избыточного тепла следующими способами:
1) корпус редуктора делают ребристым.
При этом учитывают только 50% поверхности ребер.
2) устанавливают вентилятор.
1000 1  P1
t

 20   t М
При этом
М
0,7 KТ  0,3KТВ  A
Коэффициент KTВ при обдуве вентилятором назначают по таблице 4.5
Т а б л и ц а 4.5 - Зависимость коэффициента теплоотвода KTВ от
частоты вращения вала вентилятора
n , об мин
750
1000
1500
3000
B
K TВ
24
29
35
50


3) устанавливают в корпусе редуктора змеевик с проточной водой.
 2

При этом принимают KT  80180 Вт  м С  .


4.5. Предварительная проверка червяка на жесткость
Прогиб червяка
L3  Ft21  Fr21
y
  y   0,005  0,008   m ,
48  I пр  E
где I пр — приведенный осевой момент инерции, мм4,
d 4f 1 
d a1 

I

 0,375  0,625 
пр
64 
d f1 ;


L  1,3  d
aM 2 - расстояние между опорами червяка, мм
E  2  10 5 МПа — модуль упругости стального червяка.
85
86
РАЗДЕЛ IV РАСЧЕТ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ ПРИВОДА
М2
Исходные данные для расчета
1) Кинематическая схема: составить самостоятельно в соответствии с техническим заданием (ТЗ) на проектирование с указанием угла наклона линии центров передачи к горизонту  ,
условий и режимов ее эксплуатации.
2) Мощность P1 , частота вращения n1 , крутящий момент T1 на ведущей (малой) звездочке:
P1  PI , kВт ,
n1  nI , об мин ,
T1  TI , Н  м .
3) Передаточное число U  U рем 
U общ
U ред .
4) Суммарный срок службы t  , час. Базовый срок службы передачи принять как при среднем режиме работы ТБ = 2000 часов.
β
87
1 ВЫБОР ВИДА РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕЕ ПАРАМЕТРОВ
В понижающих частоту вращения приводах машин ременную
передачу устанавливают между валом электродвигателя и быстроходным валом редуктора (в рассматриваемом примере — червячного).
В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают:
передачи с плоскими ремнями из различных материалов (кордошнуровые, прорезиненные и синтетические), клиновые (нормального и
узкого сечения), поликлиновые (клинья на общем узком основании
вдоль ленты, прорезиненные) и зубчатоременные (зубья на плоском
основании поперек ленты — синтетические).
Последние относятся больше к передачам зацепления, поэтому в
качестве примера в учебной проектировочной работе их рассматривать не будем (см. справочную литературу).
Расчет поликлиновых ремней, обладающих более высокой тяговой
способностью по сравнению с плоскими и клиновыми ремнями, приведен в [1], [2], [3].
Плоские ремни имеют обычно меньшую тяговую способность и
большие размеры. Поэтому их рассмотрим в методике расчета только
частично для сравнения с наиболее распространенными в приводах
машин клиновыми ремнями нормального сечения.
Величина коэффициента скольжения  при нормальных рабочих
нагрузках в клиноременной передаче зависит от материала ремня
(кордшнуровой ремень -   0,01 , кордтканевый -   0,02 , прорезиненный -   0,01 , синтетический -   0,015 ).
Примем среднее значение   0,015 .
1.1 Геометрические и кинематические параметры ременной
передачи
Предварительно, диаметр ведущего (меньшего) шкива определим
по формулам, мм ( Т1 , Н . м ):
d1*  30  40   3 Т1 ,
88
Диаметр малого шкива надо уточнить по стандартизованному ряду
чисел, мм:
50; 63(71); 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250;
280; 320; 360; 4004 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000;
1120; 1400; 1800; 2000.
Клиновой ремень имеет приведенный коэффициент трения о
шкив, приблизительно, в три раза больше, чем коэффициент трения
прорезиненного плоского ремня. Поэтому есть возможность уменьшить диаметр шкива по сравнению с результатом расчета по формуле, выбрав вначале стандартизованное сечение клинового ремня по
таблице 1.1, а затем - минимальный диаметр малого шкива d1min , расчетную длину ремня Lmin
и наибольшее число ремней zmax из таблиp
це 1.2 .
При этом, если возможны два варианта сечения ремня, то расчеты
ведут параллельно для обоих вариантов, выбрав затем из них оптимальный.
Т а б л и ц а 1.1- Выбор нормального сечения клинового ремня по
частоте вращения малого шкива n1 и мощности P1
P1 , кВт
n1 , об/мин
<2
2
3,15 5
8
12,5 20
31,5
< 750
0
А
Б
Б
Б
В
В
Г
< 1000
0
А
А
Б
Б
В
В
В
< 1500
0
А
А
Б
Б
Б
В
В
< 3000
0
А
А
А
Б
Б
Б
В
Примечания
1 По международным стандартам (ISO) сечение ремней обозначаются 0 
Z, А  А, Б  В, ВС, Г  D, Д  Е.
2 При промежуточных значениях мощности, близких к средним, выбирают
два возможных сечения.
89
Т а б л и ц а 1.2 - Предельные значения диаметра малого шкива
d1min , расчетной длины ремня Lmin
и количества ремней zmax
p
Сечение ремня
d1min , мм
0
63
А
90
Б
125
В
200
Г
315
Lmin
p , мм
400
500
800
1800
3000
zmax
4
6
7
8
8
 Диаметр ведомого (большего) шкива предварительно
d2*  d1 U  1   , мм ,
Округляем до ближайшего диаметра
го ряда чисел (см. выше).
 Фактическое передаточное число
Uф 
d2, мм, из стандартизованно-
d2
d1  1    .
Расхождение между заданным и фактическим передаточными числами не должно превышать 4%.
 Окружная скорость ведущей ветви ремня, м/с,
V1 
d1  n1
60 1000
,
где d1 , мм ; n1 , об мин .
 Межосевое расстояние
Расчетное значение межосевого расстояния:
для плоскоременной передачи
a  2  d1  d 2  ,
в крайнем случае a  amin  1,5  d1  d 2  ;
для клиноременной передачи при   120 o и U  7
0,55  d1  d 2   h  a  1,5  d1  d 2  ,
min
min
т. е. anл  3akл .
где h — высота трапецеидального сечения ремня (таблица 1.10).
При выборе межосевого расстояния учесть рекомендации таблицы 1.3, приняв d p 2  d2 .
90
Т а б л и ц а 1.3 - Выбор межосевого расстояния в зависимости от
передаточного числа
u
1
2
3
4
5
6
a, мм
1,5d p 2
1,2d p 2
d p2
0,95d p 2 0,9d p 2
0,8d p 2
Примечания
1. d p 2 — расчетный диаметр клинового ремня по нейтральному слою сечения.
2. Для плоскоременных передач можно определить межосевое расстояние,
увеличив табличное а в 1,5 — 2 раза.
 Длина ремня
При выбранном межосевом расстоянии расчетная длина ремня
предварительно определяется из выражения:
 d1  d 2  d 2 d1 2
*
L  2a 

.
p
2
4a
Для плоскоременной передачи уточняют LР по стандартизованному ряду чисел, мм:
500; 550; 600; 650; 700; 750; 800; 850; 900; 950; 1000; 1050;
1100; 1150; 1200; 1250; 1300; 1400; 1500; 1600; 1700; 1800;
2000; 2500; 3000; 3500; 4000.
Для клиноременной передачи расчетную длину ремня L p уточняют по первому (предпочтительному) стандартизованному ряду чисел,
мм, так, чтобы L p  Lmin
p (таблица 1.2) :
400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400;
1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 2800; 3150; 3550; 4000; 4500;
5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000; 11200
(второй ряд чисел приведен в таблице 1.10 — в скобках).
Окончательно межосевое расстояние






2


2  L   d  d  2L   d  d
8 d  d 2


p
1 2
1 2
2 1
 p
a
.
8
91
В дальнейшем найденные параметры ременных передач могут
быть откорректированы по результатам проверочных расчетов.
1.3 Расчет ремней по тяговой способности передачи
Ограниченное число типоразмеров стандартных клиновых ремней
позволило определить допускаемую нагрузку для каждого типоразмера ремня, а расчет передачи свести к подбору типа и числа ремней
по методике, изложенной ниже.
Параметры, выбранного ранее (п.1.1) типа трапецеидального
сечения ремня, приведены в таблице 1.10.
Требуемое количество клиновых ремней в передаче
P
1
z
z
max ,
[P ]  C
p
z
где [ Pp ] — допускаемая расчетная мощность, которая может быть
передана одним ремнем, кВт
C C C C
P   P   V U L
,
 p 
0
C кл
p
где P0  — допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним
клиновым ремнем, кВт, (таблица 1.11) типовой передачи с длиной
ремня L0 (таблица 1.11), углом наклона линии центров   0 ,
 
1  180  , U  1 , V1  10 м с при спокойной (равномерной) нагрузке.
Коэффициент числа ремней C z и другие коэффициенты выбираем
из таблиц 1.4 ÷ 1.9. После подстановки [ Pp ] и Cz  1,0  0,85 находим z , округлив результат до целого числа.
Общая площадь поперечного сечения клинового ремня
Aкл  A0  z ,
где A0 — площадь трапецеидального сечения ремня (таблица 1.10);
z — количество клиновых ремней в передаче.
Для сравнения ниже приведен расчет плоскоременной передачи.
Площадь поперечного сечения плоского ремня, мм:
A   b ,
где  — толщина, b — ширина ремня.
Толщина плоского ремня  определяется с учетом условия
92
* 
d1
 d1min  ,
  


 d1min 
где допускаемое отношение 
  30 — для прорезиненных рем


ней.
Толщина ремня уточняется по табличным значениям чисел, мм: 2,8;
3,75; 4,5; 5; 6,25; 7,5; 9, приняв  таб   * .
Ширина ремня, мм,
Ft
,
b
  K п 
где K п  — допускаемая приведенная удельная окружная сила:
K п   K0  C  C  Cd  CV  Cu  CL  C p ,
где K 0  — допускаемая удельная окружная нагрузка для типовой
плоскоременной
передачи;
для
прорезиненных
ремней
K0   1,6  2,3 Н мм при напряжениях от предварительного натяже-
ния ремня  0  2МПа (большие значения K 0  при 1  1min ).
Частные корректирующие коэффициенты определить по таблицам 1.4 ÷ 1.9. При этом коэффициент режима работы плоскоременной
передачи (таблица 1.9):
1
C  C пл 
1.
p
p
кл
Cp
Окончательно с учетом Cu 1 (таблица 1.7) и CL 1 (таблица 1.8)
получается:
K п   K0  C  C  Cd  CV  1кл .
Cp
Используя рекомендации таблиц 1.4 ÷ 1.9, получим искомую ширину плоского ремня , мм,
b* 
 n
Ft
 K

93
 n ,
P1
V1    K
которую уточним по стандартизованному ряду, приняв bст  b* , мм:
20; 25(30); 35; 40; 50(60); 63(70); 71(75); 80(85); 90; 100 и т. д. до 250.
Окончательно, площадь поперечного сечения плоского ремня:
Aпл   таб  bсм .
Т а б л и ц а 1.4 - Корректирующие коэффициенты отличия реальных ременных передач от типовых
Коэффициент
C — учет угла обхвата
Передача
Плоскоременная
Таблица 1.5
Клиноременная
Таблица 1.5
1,0
1,0
0,9
1,0
C — учет угла наклона и способа
натяжения ремня*
  0...60
  60...80
  80...90
0,8
1,0
Примечание - Для передач с автоматическим натяжением (самонатяжные)
C  1 при всех углах наклона  линии центров шкивов к горизонту.
*
C d — учет диаметра малого шкива
d1  60 мм
d1  80 мм
d1  120 мм
CV — учет скорости
Cu — учет передаточного числа
C L — учет длины ремня
C p — коэффициент режима и нагрузки
C z — учет ожидаемого количества ремней z
z 1
z  2;.3
z  4;.5
z6
94
1,0
1,0
1,1
1,0
1,2
1,0
Таблица 1. 6
Таблица 1.6
1,0
табл. 1.7
1,0
табл. 1.8
Таблица 1.9
Таблица 1.9
—
—
1
0,95
—
—
0,90
0,85
Т а б л и ц а 1.5 - Коэффициент угла обхвата C
Угол обхвата 1 ,
Передача
18
80 100 110 120 130 140 150 160 170
0
Плоскоремен0,7 0,7 0,8 0,8 0,8 0,9 0,9 0,9
—
1,0
ная
2
7
2
5
8
1
4
7
0,6 0,7 0,7 0,8 0,8 0,8 0,9 0,9 0,9
Клиноременная
1,0
2
3
8
3
6
9
2
5
8
Т а б л и ц а 1.6 - Коэффициент скорости
Скорость ремня V  V1 , м
Передача
5
10
15
Плоскоременная 1,03
1,00
0,95
Клиноременная 1,04
1,00
0,95
CV
с
20
0,88
0,85
25
0,79
0,74
30
0,68
0,60
Примечание - Для передач с автоматическим натяжением (самонатяжных)
CV  1 при всех V .
Т а б л и ц а 1.7 - Коэффициент передаточного числа CU
U
1
1,2
1,4
1,6
1,8
2
2,2
2,5
2,8
CU
1
1,07
1,09
1,1
1,12
1,12
1,13
1,135 1,14
Примечание - Для плоскоременной передачи CU  1 .
Т а б л и ц а 1.8 - Коэффициент длины ремня C L
Сечение ремня
Длина
ремня, мм 0 (Z)
А(A)
Б(B)
В(C)
1
2
3
4
5
400
0,79
—
—
—
450
0,80
—
—
—
500
0,81
—
—
—
560
0,82
0,79
—
—
600
0,83
0,80
—
—
670
0,85
0,82
—
—
750
0,88
0,84
—
—
850
0,91
0,86
—
—
900
0,92
0,87
0,82
—
95
Г(D)
6
—
—
—
—
—
—
—
—
—
≥3
1,15
1000
1250
1500
1
1800
2000
2360
2500
3000
4000
4500
5000
6000
8000
9000
10000
0,94
0,98
1,03
2
1,06
1,08
1,20
1,30
—
—
—
—
—
—
—
—
0,89
0,93
0,98
3
1,01
1,03
1,07
1,09
1,13
1,17
—
—
—
—
—
—
0,84
0,88
0,92
4
0,95
0,98
1,01
1,03
1,07
1,13
1,15
1,18
1,22
—
—
—
—
—
—
5
0,86
0,88
0,92
0,93
0,97
1,02
1,04
1,07
1,11
1,18
1,21
1,23
—
—
—
6
—
—
—
—
0,86
0,91
0,93
0,96
1,00
1,06
1,09
1,11
Примечание - Для плоскоременной передачи CL  1 .
Т а б л и ц а 1.9 - Коэффициент нагрузки К1 и режима работы
C кл
p
Характер нагрузки
Машины и оборудование
C pкл
K1
Спокойная, равномерная или Центробежные насосы и компрес1,00 2,50
близкая к ней нагрузка
соры, ленточные конвейеры
Поршневые насосы и многоцилинУмеренные колебания
дровые компрессоры, цепные 1,10 1,00
транспортеры, смесители
Реверсивные приводы, поршневые
Значительные колебания
насосы и компрессоры, якорные ме- 1,25 0,50
шалки, трансмиссии, смесители
Ударная и резко неравномер- Молоты, мельницы, барабанные
1,55 0,25
ная нагрузка
грохоты, молотковые дробилки
Примечания
1 При частых и резких пусках двигателя с большими пусковыми моментами
C pкл
повышать на 0,15.
C pкл
2 При двухсменной работе
повышать на 0,15, при трехсменной — на 0,35.
3 Рекомендации по выбору количества смен работы приведены в Разделе II.
96
Т а б л и ц а 1.10 - Размеры клиновых ремней и их допускаемые полезные напряжение
Сечение
L0 
0 (Z)
(1320)
А(A)
(1700)
Б(B)
(2240)
В(C)
(3750)
Г(D)
(6000)
 t 0
Размеры сечения
Расчетная длина ремня по
 0  1,18 ,  0  1,47 , нейтральному слою L p ,
мм
МПа
МПа
63
71
80
1,32
1,42
1,54
—
1,59
1,71
≥ 90 1,62
1,82
90 1,32
100 1,48
112 1,58
—
1,64
1,76
≥125 1,67
1,87
125 1,32
140 1,48
138 160 1,64
—
1,64
1,84
≥180 1,71
2,01
b0 , h , bp , A0 , мм
2
мм мм мм мм
10 6
13 8
8,5 47
11
17 10,5 14
22 13,5 19
32 19 27
 t 0 , МПа
D1 ,
81
200
225
230
250
≥280
315
475
1,48
1,66
1,80
1,87
1,48
1,64
1,85
2,03
2,20
1,64
355 1,69
1,89
400 1,87
≥450 1,88
2,12
2,20
400(425);
450(475);
500(530);
560(600);
630(670);
710(750);
800(850); 900(950); 1000
и более до 2500
560(600);
630(670);
710(750);
800(850);
900(950);
1000(1060);
1120(1180); 1250(1320);
1400(1500)
и более до 4000
800(850);
900(950);
1000(1060); 1120(1180);
1250(1320); 1400(1500);
1600(1700); 1800(1900);
2000 и более до 6300
1800(1900); 2000(2120);
2240(2360); 2500(2620);
2800(3000); 3150(3350);
3550 и более до 10000
3150(3350);
3550(3750);
4000(4250);
4500(4750);
5000(5300);
5600(6000);
6300(6700);
7100(7500);
8000(8500);
9000(9500);
10000(10600);11200
Примечания
1 L0 — длина эталонного (типового) ремня, мм.
2 Параметры трапецеидального сечения ремней:
трапеции, h — высота,
b0 — ширина большего основания
bp — ширина ремня по нейтральному слою.
3 При числе пробегов ремня  
V1
 5с 1 и сравнительно больших диаметрах
Lp
d1  d1min (таблица 1.2) принимать напряжения от предварительного натяжения ремня
 0  1,47 МПа, в остальных случаях  0  1,18 МПа.
97
Т а б л и ц а 1.11 - Мощность P0  , передаваемая одним ремнем
Расчетный Мощность P  , кВт, при скорости, м/с
0
Сечение
диаметр
L0 , мм меньшего
шкива,мм
63
71
80
0(Z)
(1320)
90
100
112
90
100
112
А(A)
125
(1700)
140
160
180
125
140
160
Б(B)
180
(2240)
200
224
250
180
200
224
250
В(C)
280
(3750)
315
355
400
450
355
400
450
500
Г(D)
(6000)
560
630
710
800
3
5
10
15
20
25
30
0,33
0,37
0,40
0,44
0,46
0,48
0,56
0,62
0,70
0,74
0,80
0,85
0,88
0,92
1,07
1,20
1,30
1,40
1,47
1,54
1,57
1,85
2,08
2,28
2,46
2,63
2,76
2,89
3,00
4,46
4,94
5,36
5,70
5,90
6,30
6,56
6,82
0,49
0,56
0,62
0,67
0,70
0,78
0,84
0,95
1,05
1,15
1,23
1,32
1,38
1,39
1,61
1,83
2,01
2,15
2,26
2,39
2,50
2,77
3,15
3,48
3,78
4,07
4,32
4,54
4,70
6,74
7,54
8,24
8,80
9,24
9,75
10,3
10,7
0,82
0,95
1,07
1,16
1,24
1,32
1,39
1,60
1,82
2,00
2,18
2,35
2,47
2,26
2,70
3,15
3,51
3,79
4,05
4,29
4,30
4,59
5,35
6,02
6,63
7,19
7,70
8,10
8,50
11,4
13,0
14,4
15,5
16,6
17,9
18,6
19,4
1,03
1,22
1,41
1,56
1,67
1,80
1,75
2,07
2,39
2,66
2,91
3,20
3,39
2,80
3,45
4,13
4,66
5,08
5,45
5,85
6,15
5,80
6,95
7,94
8,86
9,71
10,5
11,1
11,7
14,8
17,2
19,3
21,0
22,5
24,1
25,5
26,8
1,11
1,37
1,60
1,73
1,97
2,12
1,88
2,31
2,74
3,10
3,44
3,80
4,05
—
3,83
4,73
5,44
6,00
6,50
7,00
7,40
6,33
7,86
9,18
10,4
11,5
12,6
13,3
14,2
16,8
20,0
22,8
25,0
27,0
29,2
31,0
32,6
—
1,40
1,65
1,90
2,10
2,30
—
2,29
2,82
3,27
3,70
4,12
4,47
—
—
4,88
5,76
6,43
7,05
7,70
8,20
—
7,95
9,60
11,1
12,5
13,8
15,0
15,9
17,1
21,1
24,6
27,5
29,8
32,5
34,9
37,0
—
—
—
1,85
2,04
2,38
—
—
2,50
3,14
3,64
4,16
4,56
—
—
4,47
5,53
6,38
7,15
7,90
8,50
—
7,06
9,05
10,9
12,5
14,1
15,4
16,6
15,4
20,2
24,5
27,0
31,0
33,9
36,6
39,9
98
2 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
2.1 Проверка по углу обхвата
Угол обхвата малого шкива
d 2  d1
 1  ,
a
где допускаемая величина 1  при u  7 :
1   150  — для плоскоременных передач,
1   120  — для клиноременных передач.
1  180   57 
2.2. Проверка долговечности ремня по частоте пробегов
V
  1   пл  5с 1 .
Для плоскоременной передачи
L
V
1     10  15с 1


кл
Для клиноременной передачи
.
L
p
2.3 Проверка прочности ремня
Прочностной проверочный расчет ведется по опасному сечению ведущей
ветви ремня при набегании на малый шкив, в котором действуют максимальные напряжения, МПа,

       [ ] ,
max
1
V
u
p
где 1 — напряжения растяжения:
1 
F0
Ft

A A0  2 A2 A0  z  ,
где F0 — сила предварительного натяжения ремня;
A и A0 — площадь сечения ремня соответственно плоского и клинового.
z – число клиновых ремней (см. п. 1.3)
Для плоскоременной передачи
F0  A   0 ,
где  0  2 МПа — допускаемое предварительное напряжение для
плоского прорезиненного ремня.
99
Для клинового ремня F0  A0   0 можно приближенно найти по
данным A0 и  0 из таблиц 1.10 или определить F0 расчетом (предпочтительнее):
F 
0
где F 
t
1000 P1
V1

0,85Ft CL C кл
p
zC
 F ,Н ,
V
2000 T1
— окружная сила, Н, при P1, кВт
d1
и V1, м/с;
C , C , C кл — коэффициенты (таблицы 1.5, 1.8, 1.9);
 L p
FV   V  A0 — центробежная сила, Н (обычно учитывается только в
скоростных передачах при V>10м/с)
 V — напряжения от центробежных сил:
V    V 2 10 6 , МПа ,
где   1000 ...1200 кг м3 — плотность материала плоского ремня;
  1250 ...1400 кг м3 — плотность материала клинового ремня.
 — напряжения изгиба
и
  E   , МПа ,
и
E, МПа — модуль упругости материала ремня (Е=80…100МПа для
прорезиненных ремней);
 — относительная линейная деформация (удлинение):
для плоскоременной передачи    d ,
1
для клиноременной передачи   h d ,
1
где  и h — толщина плоского и клинового ремня соответственно.
[ p ] — допускаемые напряжения растяжения:
для плоского ремня [ p ]  8МПа ,
для клинового ремня [ p ]  10 МПа .
100
Коэффициент тяги передачи, характеризующий степень ее загруженности, определяется по формуле
Ft

2 zF0
2.4. Проверка ресурса наработки передачи
В соответствии со стандартами ресурс наработки ремней при
среднем режиме нагрузки (умеренные колебания) Tср  2000 час .
При других условиях
T T K K ,
ср 1 2
где K1 — коэффициент режима нагрузки (таблица 1.9);
K 2 — коэффициент климатических условий:
K 2  1 — центральные зоны,
K 2  0,75 — зоны с холодным климатом.
Количество используемых за заданный срок службы передачи t  
комплектов ремней (округлить до большего целого числа)
t
C .
T
3. СИЛЫ НАТЯЖЕНИЯ ВЕТВЕЙ РЕМНЯ И НАГРУЗКА НА
ВАЛЫ
Натяжение ведущей ветви одного ремня
F
F1  F0  t .
2z
Натяжение ведомой ветви одного ремня
F
F2  F0  t .
2z
Нагрузка на валы со стороны ременной передачи в уточненном расчете определяется по формуле
F  z  F12  F22  2 F1 F2 cos2  ,
В
10
0
где   90  2
,
(α1 -угол обхвата малого шкива)
101
Угол между вектором FB и линией центров передачи
 F  F sin  
 Ft


  arctg tg  .
  arctg  1 2

arctg
tg



2

z

F
0


 F1  F2 cos 
где φ - коэффициент тяги передачи (п.2.3).
Угол наклона вектора F В к горизонту
    ,
где  — угол наклона цепи (см. исходные данные для расчета).
Горизонтальная и вертикальная составляющие нагрузки на валы
привода
F  F  cos 
Bx
В
F  F  sin 
By
В
.
В приближенных расчетах сила, действующая на валы ременной передачи, может быть оценена по формуле

FB  z2F0 sin 1 .
2
y
ψ
FВ
F1
γ
n1
α1
θ
β
ψ
x
F2
102
ЛИТЕРАТУРА
1 Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3
т . М.: Машиностроение, 2001.
2 Гвоздев Ю.А., Семеновых А.В., Сказыткин А.Ф. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие по курсу «Прикладная механика». – М.: ГАНГ им. И.М. Губкина, 1997. – 196с.
3 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. — М.: Машиностроение, 2004. – 560с.
4 Елецких А.Е. Расчет цилиндрических и конических зубчатых
передач. — М.: МИНХ и ГП им. И.М. Губкина, 1985. – 78с.
5 Котова В.Н., Молчанов А.Г., Певнев В.Г. Цепные передачи в
приводах нефтегазового оборудования. – М.: РГУ нефти и газа
им. И.М. Губкина, 2006. – 36с.
6 Котова В.Н., Молчанов А.Г., Певнев В.Г.Фрикционные передачи в приводах нефтегазового оборудования. – М.: РГУ нефти и
газа им. И.М. Губкина, 2006. – 56с.
7 М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. Детали машин.— 12-е изд. испр.
— М.: Высшая школа, 2008. — 408 с.
8 Методические указания к курсовому проектированию по курсу
«Детали машин» / Под ред. А.Г. Кана. – М: МИНГ им. И.М.
Губкина. Часть I, 1986. – 56с., Часть II, 1987. – 46с., Часть III,
1988. – 62с., Часть IV, 1988. – 68с.
9 Обищенко Л.Н. Расчет механических передач привода нефтепромыслового оборудования. – М.: РГУ нефти и газа им. И.М.
Губкина, 2004. – 60с.
103
10 Расчет на прочность деталей машин: Справочник / И. А. Биргер,
Б.Ф. Шорр, Г. Б. Иосилевич. — М.: Машиностроение, 1993. —
640 с.
11 Романов М.Я., Константинов В.А. Покровский Н.А. Сборник
задач по деталям машин. — М.: Машиностроение, 1984. – 238с.
12 Сборник задач по курсу «Детали машин». Изд. 2. // Под ред.
В.Ф. Замковца. – М.:ГАНГ им. И.М.Губкина,1992.-76с.
13 Семеновых А.В., Сказыткин А.Ф., Гвоздев Ю.А. Справочник по
материалам к расчету деталей машин. – М.: МИНГ им. И.М.
Губкина, 1990. – 90с.
14 Сказыткин А.Ф. Расчет червячных передач. — М.: РГУ нефти и
газа им. И.М. Губкина, 2001. – 32с.
15 Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. — М.: Машиностроение, 1988. – 416с.
16 Чернавский С.А. Проектирование механических передач. — М.:
Машиностроение, 1984. – 558с.
17 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. —
Калининград: Янтарный сказ, 1999. – 456с.
104
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ ............................................................................................. 3
РАЗДЕЛ I РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА
ПРИВОДА ПЕРВОЙ МОДИФИКАЦИИ (М1) ............................... 5
1 РАСЧЕТ ОБЩИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА М1 ................... 8
2 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ, ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ И
РАСЧЁТНЫХ КОЭФФИЦИЕНТОВ ............................................. 19
3 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ ....... 30
4 РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ ..................................... 44
РАЗДЕЛ II РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА ПЕРВОЙ
МОДИФИКАЦИИ (М1) ..................................................................... 53
1 ВЫБОР ВИДА ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕЕ
ПАРАМЕТРОВ ................................................................................. 54
2 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ ............... 63
3 НАГРУЗКИ В ВЕТВЯХ ЦЕПИ И НА ВАЛЫ ЗВЕЗДОЧЕК .. 65
РАЗДЕЛ III РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА
ВТОРОЙ МОДИФИКАЦИИ (М2) ................................................... 67
1 РАСЧЕТ ОБЩИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА М2 ................. 68
2 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ
НАПРЯЖЕНИЙ................................................................................ 71
3 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ ............... 76
4 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ......................................................... 81
РАЗДЕЛ IV РАСЧЕТ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ ПРИВОДА М2 87
1 ВЫБОР ВИДА РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ
ЕЕ ПАРАМЕТРОВ ........................................................................... 88
2 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ .............. 99
3. СИЛЫ НАТЯЖЕНИЯ ВЕТВЕЙ РЕМНЯ И НАГРУЗКА НА
ВАЛЫ ............................................................................................... 101
ЛИТЕРАТУРА ................................................................................... 103
105
УЧЕБНО-МЕТОДИЧЕСКОЕ ПОСОБИЕ
МАКУШКИН СЕРГЕЙ АНАТОЛЬЕВИЧ,
ПЕВНЕВ ВИКТОР ГРИГОРЬЕВИЧ
РАСЧЕТЫ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
ПРИВОДОВ НЕФТЕГАЗОВОГО ОБОРУДОВАНИЯ
ЧАСТЬ I. МЕТОДИКИ РАСЧЕТА
_________________________________________________________
Подписано в печать __________. Формат 60x90/16. Усл. п.л.
Гарнитура «Таймс». Печать офсетная. Тираж 100 экз. Заказ №
________________________________________________________
Издательский центр
РГУ нефти и газа имени И.М. Губкина
119991, Москва, Ленинский проспект, 65
Тел./факс: __________
106