14. Делительные диаметры шестерни и колеса в косозубых колесах, мм ;

Делительные диаметры шестерни и колеса в прямозубых колесах

,

15. Проверяем значение величины межосевого расстояния ,мм

= .

8

16. Диаметры вершины зубьев шестерни , и колеса , мм

= + 2m, = + 2m

17. Ширина шестерни , и колеса ,мм

= + 5 мм

Величина берется согласно пункту 3.5.

18. Коэффициент ширины шестерни по диаметру

=

Следует обратить внимание, чтобы значение не превышало следующих величин : 1,0 для прямозубых колес, 1,5 для косозубых колес и 2,5 для шевронных колес.

19. Окружная скорость колеса V м/с,

20. В курсовом проекте рекомендуется для всех типов колес

выбирать 8-ю степень точности зацепления зубчатых колес.

21. Коэффициент нагрузки К_Н = К_Нβ · К_Нα · К_НY ,

К_Нβ -уточненное значение величины коэффициента неравномерности распределения нагрузки, по ширине венца определяется по таблице в приложении 10.

К_Нα -коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки

определяется для косозубых и шевронных колес по таблице в приложении 11.

Для прямозубых колес К_Нα = 1.

К_НY -коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки, определяется по таблице в приложении 12.

22. Проверяем величину контактных напряжений в зацеплении

σ_{Н =} ≤ [σ_Н],

где А= 310 для прямозубых передач,

А = 270 для косозубых передач,

а_w берется из расчетов в пункте 3.4.

23. Силы, действующие в зацеплении:

окружная сила F_{t =} , Н

радиальная сила F_r = F_t tg α, Н для прямозубых;

F_{r =} F_t tg α / cos β, Н для косозубых и шевронных.

Для косозубой передачи осевая сила F_a = F_t tg β, Н.

В шевронной передаче величина F_a = 0.

24. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба.

Для прямозубых колес σ_F =

Для косозубых колес σ_F =

K_F = K_fβ K_FV - коэффициент нагрузки, где

K_fβ - коэффициент концентрации нагрузки определяется по та блице в приложении 13;

9

K_FV -коэффициент динамичности определяется по таблице в приложении 14

Y_F - коэффициент формы зуба определяется для прямозубых колеса и шестерни в зависимости от числа зубьев колеса и шестерни соответственно определяется по таблице в приложении 15.

Для косозубых колес значение Y_F выбирается в зависимости от эквивалентного Z_э числа зубьев шестерни и колеса, которое определяется по формуле Z_э = .

Y_β = 1- - коэффициент, учитывающий компенсацию погрешности, возникающей из-за применения расчетной схемы, для прямозубых зацеплений Y_β = 1.

K_Fα - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями колеса K_Fα = 1.0 rd для узких зубчатых колес, у которых коэффициент осевого перекрытия ε_β = b tg β/πm_t < 1; K_Fα = 0,92 при ε_β ≥ 1.

25. Допускаемое напряжение на изгиб для колеса и для шестерни определяется по формуле

[σ_F] = ,

σ _Flimb - предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;

[S_F] - коэффициент безопасности (запаса прочности).

Обе величины определяются по таблице в приложении 16.

26. Находим отношение [σ_F] / Y_F для шестерни и для колеса.

Дальнейшие расчеты ведутся для той детали зубчатого зацепления, у которого это отношение меньше.

Этап 4. Предварительный расчет валов редуктора на прочность

Проводится расчет на кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба.

1. Ориентировочное значение диаметра выходного кольца вала шес-

терни d_B1, мм

d_B1 = .

Для сталей 40 и 45 значение допускаемого напряжения для вала шестерни [τ_k] = 25. Полученный результат округляется до ближайшего большего значения из ряда стандартных деталей приведенных в приложении 17.

4.2. Для КП, в котором расчет производится согласно кинематической схемы по рисунку 1.4 соединение вала электродвигателя с ведущим валом происходит через упруго-втулочную пальцевую муфту, то необходимо согласовать диаметр выходного конца вала двигателя d_дв и диаметр конца ведущего вала. Диаметр выходного конца вала редуктора не должен отличаться от диаметра вала электродвигателя не более чем на 20%. При соблюдении этого условия соединение валов осуществляется стандартной муфтой МУВП. Основные геометрические размеры которых приведены в таблице приложения 18 и выбирается по передаваемому крутящему моменту и диаметр вала электродвигателя. Согласно диаметру вала электродвигателя и выбранному типу муфты, уточняется диаметр конца ведущего вала.

4.3. Диаметр выходного конца ведомого вала d_в2, мм, согласно рисунку 1.4 соединяется при помощи цепной передачи с барабаном конвейера, определяется по формуле d_в2 = , где [τ_k] = 20 МПа.

Согласно приложению 17, расчетное значение d_в2 округляется до ближайшего стандартного в большую сторону.

10

4.4. Для кинематической схемы согласно изображенного рисунка 1.3 диаметр выходного конца вала определяется по формуле приведенной в пункте 4.1 при [τ_k] = 20 МПа, а диаметр выходного конца ведомого вала рассчитывается по формуле в пункте - 4.3 при [τ_k] = 25 МПа.

Значения диаметра округляются до величины ближайшего стандартного в большую сторону.

По значению передаваемого крутящего момента и диаметра выходного конца ведомого вала выбирается муфта типа МУВП согласно приложению 18 и уточняется диаметр конца выходного вала.

4.5. Согласно приложению 19 предварительно определяется диаметр вала под подшипники ведущего вала d_nl > d_вl, а для ведомого вала d_n2 > d_в2

4.6. Диаметр вала под зубчатыми колесами выбирается из условия

d_k = d_в + 5 мм.

Шестерня выполняется за одно целое с ведущим валом редуктора.

Диаметры остальных участков вала назначаются из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4.7. Вычерчивается в пояснительной записке конструкции ведущего и ведомого вала с простановкой всех известных размеров.

Рис. 4.1. Конструкция ведущего вала для кинема- тической схемы по рисунку 1.4 .

Рис. 4.2. Конструкция ведомого вала для кинема-

тической схемы по рисунку 1.4.

Аналогично конструируются и валы для кинематической схемы, изображенной на рисунке 1.3.

Этап 5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5.1. Шестерня выполняется за одно целое с валом (смотри рис. 4.1), а ее размеры определены в пункте 3.11, 3.12, 3.13, 3.14, 3.15.

5.2. Колесо изготавливается из поковки, отдельные размеры определены в пункте 3.11, 3.13, 3.14, 3.15.

5.3. Размеры ступицы колеса

d_cm - диаметр ступицы d_cm = 1,6 d_k2 ;

l_cm - длина ступицы l_cm = (1,2 1,5) d_k2 .

Значения диаметров округляются до ближайшего целого числа или числа.

5.4. Толщина обода δ_o = (2,5..........40)m, но не менее 8 мм.

5.5. Толщина диска колеса С = 0,3 b₂.

6. Диаметр центровой округлости D_отв = 0,5 (D_o + d_cm), где D_o = d_fz - 2 δ_o .

7. Диаметр отверстий d_отв ≈ .

8. В пояснительной записке вычерчивается конструкция зубчатого колеса.

11

5.9. По результатам расчета заполняется таблица для шестерни и колеса.

Параметр	Обознач.	Величина
		шестерня	Колесо
Модуль
Число зубьев
Направление линии зуба	-
Угол наклона
Нормальные исходные контура	-	ГОСТ 13 795-91
Коэффициент смещения		0 0
Степень точности	-	8 8
Делительный диаметр

Рис. 5.1. Кованое цилиндрическое зубчатое колесо

Рис 6.1. Конструктивные элементы корпуса из чугуна

12

Рис 6.2. Предварительная компоновка редуктора

Этап 6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6.1. Толщина стенок корпуса и крышки (рис.6.1.)

δ = 0,025 a_w + 1, но не менее 8 мм.

6.2. Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса и крышки корпуса

в = 1,5δ , в₁ = 1,5δ₁ .

6.3. Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

р = 2,35δ.

6.4. Толщина ребер основания корпуса m = (0,85.......1)δ.

6.5. Толщина ребер крышки m₁ = (0,85......1) δ₁ .

6.6. Диаметр фундаментных болтов

d₁ = (0,03 ...... 0,036) а_w + 12.

Число фундаментных болтов ≥ 4. Расчетное значение округляется к большему значению стандартной метрической резьбы (смотри приложение 20).

6.7. Диаметр болтов крепления крышки корпуса к корпусу у подшипников

d₂ = (0,7 ..... 0,75) d₁.

8. Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой

d₃ = (0,5......0,6) d₁.

6.9. Диаметр болтов крепления крышки подшипников выбирается М8 - М12 в количестве 4-6.

6.10. Расстояние между центром болта крепления крышки подшипника и болтом крепления фланца крышки корпуса к фланцу корпуса

q ≥ 0,5 d₂ + d₄ .

6.11. Расстояние от центра болта для крепления крышки подшипника до наружного торца крышки a₂ = (1,2......1,30) d₄, а от центра болта до наружной поверхности гнезда под подшипник a₁=(0,9.......1,0)d₄.

6.12. Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и внутренней стенкой корпуса (рис.6.2.):

• по диаметру А = (1......1,2)δ,

• по торцам А ₁ ≈ А

6.13. Расстояние от торца подшипника до внутренней стенки корпуса (рис.6.2.),

y = 5 мм – для смазки подшипников жидким маслом (V ≥ 2м/с), (см. п. 3.19); y = 8  12 мм - для смазки подшипников пластичным смазочным материалом.

Этап 7. Расчет цепной передачи

Для расчета цепной передачи рекомендуется выбрать роликовую цепь. Основные данные для расчета цепи: передаваемая мощность или вращающий момент на ведущей звездочке Т, значение которых соответствует значениям Т₃ в таблице 2.1, передаточное число U_пер определенное в пункте 2.8 и условия работы передачи.

1. Число зубьев ведущей звездочки

Z₁ = 31 - 2U_пер, минимальное число Z_min = 19 -2 U_пер .

Число зубьев ведомой звездочки

Z₂ = Z₁ U_пер желательно округлить до ближайшего четного числа, которое не должно превышать 120.

13

2. Фактическое передаточное число

U_пер = Z₂ / Z₁.

Отклонение принятого передаточного числа и фактического не должно превышать 5 %

3. Расчетный коэффициент нагрузки

k_э = k_d k_ak_k_регk_сk_реж , где

k_d - динамический коэффициент для ленточного конвейера

k_d = 1, для цепного конвейера k_d = 1,25;

k_a - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния.

Для а = (30-60) t k_a =1, а для а  25t, k_a = 1,25

k_- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона цепи: при _ при _но при автоматическом ре гулировании натяжения цепи _

k_рег - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи: при автоматическом k_рег = 1, при периодическом k_рег = 1,25.

k_с - коэффициент, учитывающий способ смазки. Для непрерывной cмазки

k_с = 1, для периодической k_с = 1,5.

k_реж- коэффициент сменности работы.

Для односменной работы k_реж = 1.

7.4. Предварительно принимаем среднее значение допускаемого среднего давления в шарнирах по таблице приложения 22

[P] = 20 МПа

5. Определяем шаг однорядной цепи, мм

t ≥ 2,8 ,

Расчетное значение t округляется до ближайшего стандартного значения согласно таблице в приложении 21. По данной таблице определяются величина разрушающей нагрузки Q, масса 1 метра цепи q и площадь проекции опорной поверхности шарнира A_on.

6. В курсовом проекте указывается обозначение цепи.

7. Скорость цепи V_ц, м/с

V_ц = .

8. Окружная сила F_t, н

F_t = .

7.9. Проверяем цепь по допускаемой частоте вращения ведущей звездочки на соблюдение условия n₃ ≤ [n₁] , где значение [n₁] берется по таблице в приложении 23.

10. Действительное давление в шарнире цепи, н/мм

p = ,

11. Проверяем цепь по допустимому давлению в шарнирах p ≤ [p]

Значение p берется из таблицы в приложении 22

12. Усилие в цепи от ее провисания, н

F_f = 9,81 k_f q a, где

k_f - коэффициент, учитывающий влияние расположения

передачи. Для горизонтального расположения k_f = 6,

при угле наклона 45° k_f = 1,5 и при вертикальном

14

расположении k_f = 1.

а = 50 t - предварительное значение межосевого расстояния

7.13. Усилие в цепи от центробежных сил, н

F_v = q .

7.14. Расчетная нагрузка на валы, н

F_в = F_t + 2 F_f.

15. Проверяем коэффициент n прочности на растяжение

n = , n > [n].

Величина нормативного коэффициента запаса прочности [n] приводных роликовых цепей серии ПР приведены в таблице в приложении 24.

7.16. Делительные диаметры ведущей и ведомой звездочек, мм

d_d1 = ,

d_d2 = .

17. Наружные диаметры ведущей и ведомой звездочек, мм D_e1 = t[ctg(180º/Z₁) + 0,7] - 0,31d₁,

D_e2 = t[ctg(180º/Z₂) + 0,7] - 0,31d₁.

где d₁- диаметр ролика цепи приведен в таблице в приложении 21

18. Число зубьев цепи, шт.

L = ,

Полученное значение надо округлить до целого четного числа

19. Уточненное межосевое расстояние

а = 0,25t{L – 0,5(Z₁ + Z₂) + }.

20. Диаметр ступицы ведущей звездочки

d_cm = 1,6 d_в2.

21. Длина ступицы ведущей звездочки

l_cm = (1,2.....1,6) d_в2.

22. Толщина диска звездочки

C = 0,93 В_вн + 2R,

где В_вн - расстояние между пластинками внутреннего звена по таблице приложения 21.

23. Диаметр окружности впадины ведущей звездочки, мм

D_i = d_d1 – (d₁ - 0,175 ).

24. Ширина зуба звездочки, мм

в = 0,93 В_вн - 0,15.

25. Диаметр проточки, мм

d_c = tctg - 1,3h.

7.26. В пояснительной записке к КП вычерчивается конструкция ведущей звездочки и с нанесением всех известных размеров. При D_e = 200мм - звездочка сплошная; при D_e > 200мм - составная (болтовое и сварное соединение)

15

Рис. 7.1. Конструкция ведущей звездочки

27. Заполняется таблица с основными данными ведущей

звездочки и цепи

Параметр	Обозна- чение
Число зубьев звездочки
Шаг цепи, мм
Диаметр ролика, мм
Диаметр окружности впадины, мм
Диаметр делительной окружности, мм
Наружный диаметр звездочки, мм
Число зубьев цепи
Расстояние между пластинами, м
Ширина пластин, мм
Длина валика цепи, мм
Диаметр проточки, м
Межосевое расстояние, мм
Передаточное число передач

Расчет ременной передачи

В КП рекомендуется производить расчет клиноременной передачи на основании данных: условия эксплуатации, передаваемая мощность Р или крутящий момент Т , частота вращения вала ведущего шкива n,

передаточное число ременной передачи U_пер.

1. Согласно кинематической схеме 1.3 ременная передача установлена непосредственно после электродвигателя, то значения Т, Р, n соответствуют значениям Т₁, Р₁, n₁ данным, приведенным в таблице 2.1.

2. Диаметр ведущего шкива, мм

D₁ = (3...4) .

По найденному значению подбирается диаметр шкива в большую сторону из стандартного ряда, приведенного в приложении 25.

8.3. Диаметр ведомого шкива, мм с учетом относительного скольжения ξ = 0,015

D₂ = U_перD₁(1-ξ).

Значение округляется до ближайшего стандартного в меньшую сторону

16

4. Уточняем передаточное отношение

U_пер = .

5. Определяем истинную частоту вращения ведомого шкива, об/мин

.

8.6. Расхождение в частоте вращения с заданной

∆ =

Допускаемое расхождение ∆ ≤ 3%

7. Скорость ремня, м/с

V₁ = πD₁n₁/60 · 10³.

8. Значение межосевое расстояние должно находиться в пределах

a_min = 0,55(D_{1 +} D₂) + h ≤ a ≤ a_max = 2(D_{1 +} D₂) .

где величина h берется из таблицы в приложении 26. Принять а близким к среднему значению.

9. Угол обхвата меньшего шкива

α ₁ = 180 - 60 .

10. Расчетная длина (без учета припусков на соединение концов), мм

L = 2 a + 0,5 π ( D_{1 +} D₂ ) + ,

значение округляем до ближайшего стандартного из стандартного ряда в прил. 27

11. Действительное межосевое расстояние, мм

a =

8.12. Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем [p]_T, определяется по таблице в приложении 28. Если величина скорости ремня находится между значениями в таблице, то значение [p]_T получается путем интерполяции.

8.13. Допускаемая мощность на один ремень в реальных условиях

[p] = [p]_T Са С_l С_p С_z, где

Са = 1 - 0,003 (180 - а₁) - коэффициент, учитывающий влияние

угла обхвата ремнем ведущего шкива.

С_l - коэффициент, учитывающий влияние ремня.

С_p - коэффициент режима работы при заданных условиях: спокойная нагрузка С_p = 1; умеренные колебания нагрузки С_p = 0,9; значительные колебания нагрузки С_p = 0,8; ударная нагрузка С_p = 0,7.

С_z - коэффициент, учитывающий число ремней при Z=2-3

С_z = 0,95; Z = 4 - 6, С_z = 0,9; Z>6 С_z= 0,85.

14. Окружная сила, Н

F_t =

15. Расчетное число ремней

Z =

Если Z > 8; то следует увеличить D₁ и D₂ или перейти к сечению рем

ня В или Г.

16. Предварительное натяжение каждой ветви ремня, Н

F_o =  С_ц ,

17

С_ц - коэффициент, учитывающий центробежную силу; для сечения А - С_ц = 0,16, для сечения В – С_ц = 0,3; для сечения Б – С_ц = 0,18; для сечения Г – С_ц 0,6.

8.17.Рабочее натяжение ведущей ветви, Н

F₁ = F_{o +}

18. Рабочее натяжение ведомой ветви, Н

F₂ = F_o -

19. Сила, действующая на валы, Н

F_В = 2F_oZ

8.20. Шкив для клиноременной передачи рекомендуется изготовлять из чугуна С415 и С418. При скоростях V30 м/с - из стали 25 Л или алюминиевых сплавов. Диаметр шкива выбирается из стандартного ряда, приведенного в приложении 25. Конфигурация обода шкива и размеры канавок приведены в таблице в приложении 29.

21. Длина ступицы шкива l_cm = (1,5...2)d_в. Наружный диаметр сту-

пицы d_cm = (1,8...2) d_в.

8.22. В пояснительной записке вычерчивается эскиз шкива с указанием всех известных размеров. Шкивы диаметром D  300 - 400 м выполняются дисковыми, D  400 - со спицами (рис.8.1, б).

8.23. Ширина обода шкива, мм

В = (Z – l)t + 2S.

24. Толщина обода у края, мм

δ = (1,1...1,3)е – для шкива из чугуна;

δ = (0,88...1,04)е - для шкива из стали.

8.25. Толщина выступа на внутренней стороне обода для плавного сопряжения со спицами.

f = δ + 0,02 B.

26. Количество спиц определяется в зависимости от диаметра

D 500 - число спиц 4

D 00 - число спиц 6

Рис.8.1.Конструкция шкива: а-дисковый; б-со спицами.

18

9. Проверка долговечности подшипников

Основными данными для расчета являются окружная сила F_t, радиальная сила F_r и осевая сила F_a, и расстояния от оси до подшипника l₁, l₂, определенные после предварительной компоновки (рис.6.2.)(см. пункт 3.23).

1. Расчетная схема ведущего вала приведена на рис 9.1

Р ис. 9.1. Расчетная схема ведущего вала

2. Реакции опор

- в плоскости XZ R_x1=R_x2= ;

- в плоскости YZ R_y1=(F_rl₁ +0,5 F_ad₁)/2l₁, R_y2 = (F_rl_10,5 F_ad₁)/2l₁

Проверяем R_y1 + R_y2 = F_r

3. Суммарная реакция

F_r1 = ; F_r2 = .

4. Подшипник выбирается по наиболее нагруженной опоре 1, Намечаем радиальный шариковый подшипник (см. приложение 19). Для дальнейшего расчета необходимы d_П, D, В, С, C_o.

9.5. Определяем отношение F_a/С_o и по таблице приложения 30 определяем величину е.

6. Определяем отношение F_a/ F_r1 и в зависимости от отношения

F_a/ F_r1  е или F_a/ F_r1 е определяется значение X и Y (см. приложение 30).

7. Эквивалентная нагрузка

Р_э = (XVF_r1 + YF_a )K__

где V = 1, для вращающегося внутреннего кольца, коэффициент безопасности для спокойной работы подшипников K_ = 1,0, коэффициент, учитывающий влияние рабочей температуры подшипников, Т  125С

_ = 1.

8. Расчетная долговечность , млн. oб

L = L = L = .

19

9. Расчетная долговечность, ч. L_h = .

10. Расчетная схема ведомого вала

Р ис. 9.2. Расчетная схема ведомого вала

9.11. Расчетная нагрузка на вал от цепной принимается согласно пункта 7.14 или для ременной передачи согласно 8.19.

9.12. Составляющие этой нагрузки

F_y = F_в , F_вх = .

где γ - угол наклона передачи

13. Реакции опор:

- в плоскости XZ

R_x3 = (F_rl₂ – F_вхl₃)/2l₂ ,

R_x4= [F_rl₂ + F_вх(2l₂ + l₃)]/2l₂.

Проверяем правильность расчета R_x3+ R_x4- (F_r + F_вх) = 0

- в плоскости YZ

R_y3 = (F_rl₂ - F_a + F_yl₃)/ 2l₂;

R_y4 = [-F_rl₂ - F_a + F_y (2l₂ + l₃)/ 2l₂.

Проверяем R_y3 + F_{y –} (F_r + R_y4) = 0

14. Суммарные реакции опор

F_r3 = ,

F_r4 = .

Подшипник выбирается по наиболее нагруженной опоре 4. Намечаем шариковый подшипник (см. приложение 19).

15. По отношению F_a / С_о определяем величину е.

16. По отношению F_a / F_r4 к величине е определяем Х и Y.

17. Определяем Р_э = (XVF_r4 + YF_a )K__ .

Для цепной передачи K_ =1,2, т.к. она усиливает неравномерность

нагружения.

18. Расчетная долговечность, млн. об.

L =

19. Расчетная долговечность , ч

L_h = .

10. Проверка прочности шпоночных соединений

20

1. Размеры шпонок и пазов принимаются по ГОСТ 23360-78 (см. приложение 34).

2. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная

3. Напряжение смятия для ведущего вала

G_см = ≤ [G_см],

l = l_cm - (5...10) - длина шпонки;

[G_см ]= 100...120 МПа для стальной ступицы;

[G_см ]= 50...70 МПа для чугунной ступицы.

При выборе полумуфты МУВП принимается материал полумуфты -

чугун Сч 20.

Расчет шпонок ведомого вала выполняется аналогично.

11. Уточненный расчет валов

При уточненном расчете принимается, что нормальные напряжения

от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кру-

чения - по пульсирующему.

Цель уточненного расчета - определить коэффициент запаса прочности S для опасных сечений каждого вала, и проверить соблюдение условия S ≥ [S] . Допускаемое значение [S] = 2,5.

Расчетная схема ведущего и ведомого вала аналогична рисункам по

пункту 9.1 и 9.2. Уточненный расчет производится по самому опасному сечению каждого из валов.

1. Ведущий вал изготовлен из того же материала, что и шестерня

(конструкция вал-шестерня) - сталь 45 улучшенная. Величина предела

прочности δ_в выбирается по приложению 6.1. в зависимости от диаметра заголовка.

11.2. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

для углеродистых конструкций сталей , МПа G_-1 = 0,43G₆;

для легированных сталей, Мпа G_-1 = 0,35G_в + (70120).

3. Предел выносливости при симметричном цикле касательных

напряжений

τ _-1 = 0,58G_-1

4. Для ведущего вала расчетным сечением принимается сечение в середине посадочной части вала А-А рисунок 9.1, т.к. наличие шпоночного паза вызывает концентрацию напряжений. Вал рассчитываем на кручение.

5. Момент сопротивления крученияW_kнеmmо = ,

где b и t₁ берется по таблице прил. 34.

6. Амплитуда и среднее напряжение пульсирующего цикла

τ_а = τ_m = ,

где Т₂ берется по таблице 2.1.

7. Эффективный коэффициент концентрации нормальных нап-

ряжений K_ для валов с одной шпоночной канавкой выбирается по таблице приложения 31.

8. Масштабный фактор ε_τ выбирается по таблице прил. 32.

9. Коэффициент ψ_τ= 0,1.

10. Коэффициент запаса прочности,

S = S_τ = .

21

11. Величина изгибающего момента от радиальной консольной

нагрузки в середине посадочной части вала в одноступенчатом зубчатом редукторе на быстроходном валу, Н мм

M_A-A = 2,5· ,

при 25·10³ < Т < 250 ·10³ Н мм; l - длина посадочной части под муфту (обычно принимается равной длине полумуфты ).

12. Момент сопротивления изгиба

W_неmmо =

13. Амплитуда цикла нормальных напряжений

G_a = .

11.14. Коэффициент ψ_σ:

ψ_σ = 0,2 для углеродистых;

ψ_σ = 0,25....0,30 для легированных сталей.

15. Среднее напряжение цикла нормальных напряжений σ_m при отсутствии осевой нагрузки на вал или малой ее величине принимается σ_m = 0. В общем случае

σ_m = .

16. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S_σ = ,

K_ - выбирается аналогично пункту 11.7;

ε_σ - по таблице приложения 32.

17. Результирующий коэффициент запаса прочности

S = .

18. При необходимости аналогичные расчеты проводятся для сечений Б - Б и В - В. Аналогичные расчеты проводятся для ведомого вала.

19. Материал вала - сталь 45 нормализованная. По таблице приложения 6.1 определяется σ_в.

20. Пределы выносливости, МПа

σ_-1= 0,43 σ_в,

τ_-1= 0,58 σ_-1.

21. Согласно рисунка 9.2 для расчета выбираем сечение вала А-А

в зоне установки зубчатого колеса концентрация напряжений обусловлено наличием шпоночной канавки.

22. По таблице приложения 31 выбираем значение коэффициентов K_ и K_τ ; по таблице приложения 32 определяем значение ε_σ и ε_τ. Величину ψ_τ и ψ_σ принимаем согласно рекомендациям по пунктам 11.9 и 11.14. Величина крутящего момента Т₃ берется по таблице 2.1.

23. Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М' = R_x3l₂.

24. Изгибающий момент в вертикальной плоскости

М'' = R_y3l₂ + F_a .

25. Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

M_A-A = .

22

26. По таблице приложения 34 определяем размеры шпоночного паза

27. Момент сопротивления кручению

W_kнеmmо =

28. Момент сопротивления изгибу

W_неmmо =

29. Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напря-

жений

τ_а = τ_m = .

11.30. Амплитуда нормальных напряжений изгиба σ_а = .

11.31. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряже­ниям

S_σ =

Среднее напряжение σ_m определяется согласно п. 11.15

11.32. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S_τ =

11.33. Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

S =

Расчет вала в сечении К-К вызван тем, что в данном сечении концентрация напряжений вызвана посадкой подшипника с гарантированным натягом.

11.34. По таблице в приложении 33 для валов с нарисованными деталями определяется отношение K_ε_σ.

11.35. Определяется отношение

K_τε_τ = 0,6 K_ε_σ + 0,4.

11.36. Принимаются значения ψ_τ и ψ_σ на основании рекомендаций пункта 11.9 и 11.14.

11.37. Изгибающий момент

M₄ = Fвl₃,

Fв - расчетная нагрузка на валы цепной или ременной передачи

11.38. Осевой момент сопротивления

W =

11.39. Амплитуда нормальных напряжений

σ_а =

11.40. Полярный момент сопротивления

W_p = 2W

11.41. Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

τ_а = τ_m =

11. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

23

S_σ = .

11.43. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S_τ =

11.44. Результирующий коэффициент запаса прочности сечения К-К

S =

11.45. В сечении Л-Л концентрация напряжений возникает в связи с переходом от одного диаметра к другому.

24

Приложение 1

Исходные данные для курсового проекта

	Вар.	Привод		Вход	Редуктор			Выход		Исходные данные
										Ft, кН	V, м/с	D, м
	1	ЛК		МУ	Г О Р И З О Н Т А Л Ь Н Ы Й		Пр	ЦП		4.3	0.8	0.35
	2						Кос			4.8	1.0	0.32
	3						Шев			6.0	1.0	0.40
	4						Кос			6.0	1.0	0.30
	5	ЦК		РП			Пр	МК		4.3 4.8 6.0	0.8 1.0 1.0	0.35 0.32 0.30
	6						Кос
	7						Шев
	8	ЛК		МУ			Пр	ЗП		4.3	0.8	0.35
	9						Кос			4.8	1.0	0.32
	10						Шев			6.0	1.0	0.40
	11						Кос			6.0	1.0	0.30
	12	ЦК		ЦП			Пр	МК		4.3 4.8 6.0	0.8 1.0 1.0	0.35 0.32 0.30
	13						Кос
	14						Шев
	15	ЛК		МГ			Пр	ЦП		5.3	0.8	0.35
	16						Кос			5.8	1.0	0.32
	17						Шев			7.0	1.0	0.40
	18						Кос			6.5	1.0	0.30
	19	ЛК		МУ	В Е Р Т И К А Л Ь Н Ы Й		Пр	ЦП		4.3 4.8 6.0	0.8 1.0 1.0	0.35 0.32 0.40
	20						Кос
	21						Шев
	22	ЦК		РП			Пр	МК		4.3	0.8	0.35
	23						Кос			4.8	1.0	0.38
	24						Шев			6.0	1.0	0.30
	25	ЛК		МУ			Пр	ЗП		4.3 4.8 6.0	0.8 1.0 1.0	0.35 0.32 0.40
	26						Кос
	27						Шев
	28	ЦК		ЦП			Пр	МК		4.3	0.8	0.35
	29						Кос			4.8	1.0	0.32
	30						Шев			6.0	1.0	0.30
	31	ЛК		МГ			Пр	ЦП		3.8 4.3 5.5	0.8 1.0 1.0	0.35 0.32 0.40
	32
							Кос
	33
							Шев
34		ЛК	РП			горизонтальный горизонтальный	Кос		МУ	1.2	0.8	0.2
35		ЛК	РП				Кос		МУ	1.6	0.9	0.2
36		ЛК	РП				Кос		МУ	1.8	1	0.225
37		ЛК	РП				Кос		МУ	2	1.1	0.225
38		ЛК	РП				Кос		МУ	2.2	1.1	0.25
39		ЛК	РП				Кос		МУ	2.4	1.2	0.25
40		ЛК	РП				Кос		МУ	2.6	1.2	0.275
41		ЛК	РП				Кос		МУ	2.8	1.3	0.275
42		ЛК	РП				Кос		МУ	3	1.4	0.25
43		ЛК	РП				Кос		МУ	3.2	1.5	0.25
44		ЦК	МУ				Кос		ЦП	1.5	1	0.225
45		ЦК	МУ				Кос		ЦП	2	1	0.32
46		ЦК	МУ				Кос		ЦП	2.5	1.1	0.275
47		ЦК	МУ				Кос		ЦП	2.8	1.2	0.275
48		ЦК	МУ				Кос		ЦП	3	1.3	0.275
49		ЦК	МУ				Кос		ЦП	2	1.4	0.32
50		ЦК	МУ				Кос		ЦП	2	1.5	0.4
51		ЦК	МУ				Кос		ЦП	1.8	1.6	0.35
52		ЦК	МУ				Кос		ЦП	1.5	1.7	0.42
53		ЦК	МУ				Кос		ЦП	1.6	1.8	0.42
54		ЦК	РП			горизонтальный	Кос		МУ	2	0.5	0.175
55		ЦК	РП				Кос		МУ	2.4	0.6	0.25
56		ЦК	РП				Кос		МУ	2.6	0.65	0.225
57		ЦК	РП				Кос		МУ	2.8	0.55	0.225
58		ЦК	РП				Кос		МУ	3	0.55	0.225
59		ЦК	РП				Кос		МУ	3.5	0.6	0.225
60		ЦК	РП				Кос		МУ	3.7	0.6	0.225
61		ЦК	РП				Кос		МУ	4	0.5	0.175
62		ЦК	РП				Кос		МУ	4.4	0.65	0.225
63		ЦК	РП				Кос		МУ	4.8	0.65	0.2
64		ЛК	ЦП			Вертикальный Вертикальный	Пр		МУ	1.5	1	0.225
65		ЛК	ЦП				Пр		МУ	2	1	0.32
66		ЛК	ЦП				Пр		МУ	2.5	1.1	0.275
67		ЛК	ЦП				Пр		МУ	2.8	1.2	0.225
68		ЛК	ЦП				Пр		МУ	3	1.3	0.275
69		ЛК	ЦП				Пр		МУ	2	1.4	0.32
70		ЛК	ЦП				Пр		МУ	2	1.5	0.4
71		ЛК	ЦП			горизонтальный	Пр		МУ	1.8	1.6	0.35
72		ЛК	ЦП				Пр		МУ	1.5	1.7	0.25

ЛК – ленточный конвейер ЦП – цепная передача МК – муфта

ЦК - цепной конвейер ЗП - зубчатая передача компенсирующая

РП - ременная передача МГ- муфта глухая МУ – муфта упругая

26

Приложение 2

Средние значения коэффициентов полезного действия

Механических передач и опор валов

	Тип передачи	Величина η
1	Зубчатая цилиндрическая закрытая	0.97 … 0.98
2	Зубчатая коническая закрытая	0.96 … 0.97
3	Зубчатая открытая	0.95 … 0.96
4	Червячная закрытая при числе заходов червяка z = 1 z = 2 z = 4	… 0.75 … 0.85 0.80 … 0.95
5	Цепная закрытая	0.95 … 0.97
6	Цепная открытая	0.90 … 0.95
7	Ременная с плоским ремнем	0.96 … 0.98
8	Ременная с клиновым ремнем	0.95 … 0.97
9	Подшипники скольжения	0.99 … 0.995
10	Подшипники качения	0.99 … 0.995
11	Муфта соединительная	0.98

Приложение 3

Электродвигатели асинхронные трехфазные короткозамкнутые сери А4

Мощность PN, кВт	Синхронная частота вращения, об\мин
	1000		750
	Марка двигателя	Диаметр выходного конца вала, мм	Марка двигателя	Диаметр выходного конца вала, мм
0.25			71В8/680	19
0.37	71А6/910	19	80А8/675	22
0.55	71В6/900	19	80В8/700	22
0.75	80А6/915	22	90LА8/700	24
1.1	80В6/920	22	90LВ8/700	24
1.5	90L6/935	24	100L8|700	28
2.2	100L6/950	28	112МА8/700	32
3.0	112МА6/955	32	112МВ8/700	32
4.0	112МВ6/950	32	132S8/720	38
5.5	132S6/965	38	132М8/720	38
7.5	132М6/970	38	160S8/730	42/48
11	160S6/975	42/48	160М8/730	42/48
15	160М6/975	42/48	180М8/730	48/55
18.5	180М6/975	48/55

Приложение 4

Средние значения передаточных отношений

Передача	Зубчатая цилиндрическая	Зубчатая коническая	Червячная	Цепная	Ременная	Муфты
Передаточное отношение	3…6	2…4	8…80	3…6	2…4	1

27

Приложение 5

Стандартный ряд передаточных чисел

Передача	Ряд	Значения передаточных чисел
Зубчатая	первый	1; 1.25; 1.6; 2.0; 2.5; 3.15; 4.0; 5.0; 6.3; 8.0
	второй	1.12; 1.4; 1.8; 2.24; 2.8; 3.55; 4.5; 5.6; 7.1; 9.0
Червячная	первый	8; 10.; 12.5; 16; 20; 25; 31.5; 40; 50; 63; 80
	второй	9; 11.2; 14; 18; 22.4; 28; 35.5; 45; 56; 71

Приложение 6.1

Механические свойства сталей, применяемых для

изготовления зубчатых колес

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

Приложение 6.2

Марка стали	Твердость H R C	Термообработка
30ХГС, 35ХМ, 40Х, 40ХН	45…55	Закалка
12ХНЗА, 18Х2Н4МА, 20ХМ	50…63	Цементация и закалка
20ХГМ, 25ХГТ, 30ХГТ, 35Х	56…63	Нитроцементация
30Х2МЮА, 38Х2Ю, 40 Х	56…63	Азотирование
40Х, 40ХН, 35ХМ	45…63	Поверхностная закалка ТВЧ

28

Приложение 7

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов

Способы термохимической обработки зубьев	Средняя твердость поверхностей зубьев	Сталь	σн lim b, Н/мм2
1.Нормализация или улучшение	НВ < 350		2 НВ + 70
2. Объемная закалка	HRC 38…50	Углеродистая и легированная	18 HRC +150
3.Поверхностная закалка	HRC 40…50		17 HRC+200
4. Цементация и нитроцементация	HRC >56	Легированная	23 HRC
5. Азотирование	HV 550…750		1050
Примечание. Базовое число циклов NHO определяют в зависимости от твердости стали: при НВ< 200 принимают NHO =107 ; при твердости НВ 200…500 значение NHO возрастает по линейному закону от 107до 6 ·107

Приложение 8

Ориентировочные значения коэффициента Кнβ для зубчатых передач

Редукторов, работающих при переменной нагрузке

Расположение зубчатых колес относительно опор	Твердость поверхностей зубьев
	НВ ≤ 350	НВ >350
Симметричное	1.0…1.15	1.05…1.25
Несимметричное	1.10…1.25	1.15…1.35
Консольное	1.2...1.35	1.25....1.45
Меньшее значение Кнβ принимают для передач с отношением ψbd=b/d1=0,4; при увеличении ψbd до 0.8 при несимметричном расположении их следует принимать большими из указанных в таблице значения Кнβ . При постоянной нагрузке Кнβ=1.

Приложение 9

Стандартные значения

ψba	0.1; 0.125; 0.16; 0.25; 0.315; 0.4; 0.5; 0.63
aw	Первый ряд 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500
	Второй ряд 71; 90; 112; 140; 180; 224; 280; 355; 450
m	Первый ряд 1; 1.5; 2; 2.5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20
	Второй ряд 1.25; 1.375; 1.75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5; 7; 9; 11; 14; 18

29

Приложение 10

Уточнение значения коэффициента Кнβ

	Твердость поверхностей зубьев
	НВ 350
	I	II	III
0.4	1.15	1.04	1.0
0.6	1.24	1.06	1.02
0.8	1.30	1.08	1.03
1.0	-	1.11	1.04
1.2	-	1.15	1.05
1.4	-	1.18	1.07
1.6	-	1.22	1.09
1.8	-	1.25	1.11
2.0	-	1.30	1.14
Примечание. Данные, приведенные в столбце I., относятся к передачам с консольным расположением зубчатого колеса; II – к передачам с несимметричным расположением колес по отношению к опорам; Ш – к пере дачам с симметричным расположением.

Приложение 11

Значения коэффициента Кнα для косозубых и шевронных передач

Степень точности	Окружная скорость υ, м/с
	До 1	5	10	15	20
6	1	1.02	1.03	1.04	1.05
7	1.02	1.05	1.07	1.10	1.12
8	1.06	1.09	1.13	-	-
9	1.1	1.16	-	-	-
Примечание. Для прямозубых колес Кнα =1.

Приложение 12

Значения коэффициента Кнυ

Передача	Твердость зубьев	Окружная скорость υ, м/с
		До 5	10
		Степень точности
		8	8
Прямозубая	До НВ 350	1.05	-
	НВ 350	1.10	-
Косозубая и шевронная	До НВ 350	1.0	1.01
	НВ 350	1.0	1.05

30

Приложение 13

Значения коэффициента КFβ

ψbd = b/dw1	Твердость рабочих поверхностей зубьев
	НВ 350
	I
0.2	1.0
0.4	1.03
0.6	1.05
0.8	1.08
1.0	1.10
1.2	1.13
1.4	1.19
1.6	1.25
1.8	1.32
Примечание. Данные в столбце I относятся к симметричному расположению зубчатых колес относительно опор.

Приложение 14

Ориентировочные значения коэффициента КFυ

Степень точности	Твердость рабочей поверхности зубьев НВ	Значения КFυ при окружной скорости υ, м/с
		До 3	3…8	8…12,5
8	≤ 350	1.25/1.1	1.45/1.3	- /1.4
	> 350	1.2/1.1	1.35/1.2	- /1.3
Примечание. В числителе указаны значения КFυ для прямозубых передач, а в знаменателе – для косозубых.

Приложение 15

Значение коэффициента Y_F

Z	17	20	25	30	40	50	60	80	100 и более
YF	4.28	4.09	3.9	3.8	3.7	3.66	3.62	3.61	3.60
Примечание. Если количество зубьев не приводится в таблице, то определение значения YF производится путем интерполяции между значениями двух соседних столбцов.

31

Приложение 16

Значения предела выносливости при отнулевом цикле изгиба σ_Flimb и коэффициента запаса просности [S_F]

Марка стали	Термическая или термохимиче-ская обработка	Твердость зубьев		σFlimb Н/мм	[SF]
		На поверх-ности	В сердцевине основания
40, 45, 50, 40Х, 40ХН,40ХФА	Нормализация,улучшение	НВ 180…350		1.8НВ	1.75
40Х,40ХН, 40ХФА	Обьемная закалка	HRC 45…55		500… 550	1.8
40ХН, 40ХН2МА	Закалка при нагреве ТВЧ	HRC 48…58	HRC 25…35	700	1.75
20ХН,20ХН2М, 12ХН2,12ХН3А	Цементация	HRC 57…63	-	950	1.55

Приложение 17

Стандартный ряд величины диаметра вала

10; 10.5; 11; 11.5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100

Приложение 18

Муфты упругие втулочно-пальцевые (по ГОСТ 21424-75)

М, Н м	Диаметр вала	D	L	L
31.5	16; 18	90	81	40
63	20; 22	100	104	50
125	25; 28	120	125	60
125	30	120	160	80
250	32; 35; 38	140	165	80
250	40; 42; 45	140	225	110
500	40; 42; 45	170	225	110
710	45; 58; 50; 55; 56	190	226	110
1000	50; 55; 56	220	226	110
1000	60; 63; 65; 70	220	286	140
2000	63; 65; 70; 71; 75	250	288	140
2000	80; 85; 90	250	348	170
4000	80; 85; 90; 95	320	350	170
8000	100; 110; 120; 125	400	432	210
Примечание. 1. В таблице приведены размеры муфт типа 1-с цилиндрическими отверстиями, исполнения 1 – на длинные концы валов. Материал полумуфт –чугун СЧ 21-40. Материал пальцев – сталь 45 (не ниже). Допускается сочетание полумуфт разных типов и исполнений с разными диаметрами посадочных отверстий в пределах одного номинального момента.

32

Приложение 19

Шарикоподшипники радиальные однорядные

(по ГОСТ 8338-75)

Обозначение подшипников	dв	D	B	r	Динамическая грузоподьемность С, кН	Статическая грузоподьемность, С o кН
Легкая серия
200 201 202 203 204 205 206 207 208 209 210 211 212 213 214 215 216 217 218 219 220	10 12 15 17 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 90 95 100	30 32 35 40 47 52 62 72 80 85 90 100 110 120 125 130 140 150 160 170 180	9 10 11 12 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 28 30 32 34	1 1 1 1 1.5 1.5 1.5 2 2 2 2 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 3 3 3 3.5 3.5	4.6 4.7 5.85 3.37 9.81 10.8 15.0 19.7 25.1 25.2 27.0 33.3 40.3 44.0 47.9 50.9 55.9 64.1 73.8 83.7 93.9	2.61 2.65 3.47 4.38 6.18 6.95 10.0 13.6 17.8 17.8 19.7 25.0 30.9 34.0 37.4 41.1 44.5 53.1 60.5 69.5 79.0
Средняя серия
300 301 302 303 304 305 306 307 308 309 310 311 312 313 314 315 316 317 318 319 320	10 12 15 17 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 90 95 100	35 37 42 47 52 62 72 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 215	11 12 13 14 15 17 19 21 23 25 27 29 31 33 35 37 39 41 43 45 47	1.0 1.5 1.5 1.5 2.0 2.0 2.0 2.5 2.5 2.5 3.0 3.0 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4.0 4.0 4.0 4.0	6.24 7.48 8.73 10.7 12.3 17.3 21.6 25.7 31.3 37.1 47.6 54,9 62.9 71.3 80.1 87.3 94.6 102 110 118 133	3.76 4.64 5.4 6.67 7.79 11.4 14.8 17.6 22.3 26.2 35.6 41.8 48.4 55.6 63.3 71.4 80.1 89.2 99.0 109 130

33

Приложение 20

Размеры болтов нормальной точности с шестигранной головкой

Номинальный диаметр резьбы d	М10	М12	М16	М16	М18	М20	М24	М30
Шаг резьбы	1.5	1.75	2	1	1.25	2.5	3	3.5
Размер под "ключ", S	17	19	24	10	14	30	36	46
Высота головки, H	7	8	10	4	5.5	13	15	19
Диаметр описаной окружности,D	18.7	20.9	26.5	11.5	16.2	33.3	39.6	50.9
Длина болта L	18…200	25…260	30…300	14…75	14…85	38…300	48…300	60…300
Длина резьбовой части	18…32	25…36	30…44	14…18	14…22	38…52	48…60	60…72
Ki	28	33	39	39	43	48	54	65
Ci	16	18	21	21		25	34	50

Приложение 21

Цепи приводные роликовые однорядные ПР (по ГОСТ 13568-75)

Размеры , мм

T	ВВН	d	d1	h	b	Q , кгс	q кг/м	Aon , мм2
12.7 15.875 19.05 25.4 31.75 38.10 44.45 50.8	5.40 6.48 12.70 15.88 19.05 25.4 25.4 31.75	4.45 5.08 5.96 7.95 9.55 11.1 12.7 14.29	8.51 10.16 11.91 15.88 19.05 22.23 25.4 28.58	11.8 14.8 18.2 24.2 30.2 36.2 42.4 48.3	19 20 33 39 46 58 62 72	1 820 2 270 3 180 5 670 8 850 12 700 17 240 22 680	0.65 0.80 1.5 2.6 3.8 5.5 7.5 9.7	39.6 54.8 105.8 179.7 262 394 473 646
Обозначения : t - шаг цепи,измеряемый под нагрузкой P =0.01Q ; Ввн – расстояние между внутренними пластинами; d1 - диаметр валика; d -диаметр ролика; h - ширина пластины; b - длина валика; Q - разрушающая нагрузка; q - масса 1 м цепи; Aon - проекция опорной поверхности шарнира. Пример обозначения цепи с шагом 25.4 мм и разрушающей нагрузкой Q=5670 кгс: Цепь ПР - 25.4 - 5670 ГОСТ 13568-75

34

Приложение 22

Допускаемое среднее давление [p], Н/мм2 (при z1=17)

n1,об/мин	Шаг цепи t, мм
	12.7	15.875	19.07	25.4	31.75	38.1	44.45	50.8
50 100 200 300 500 750 1000 1250	46 37 29 26 22 19 17 16	43 34 27 24 20 17 16 15	39 31 25 22 18 16 14 13	36 29 23 20 17 15 13 12	34 27 22 19 16 14 13 -	31 25 19 17 14 13 - -	29 23 18 16 13 - - -	27 22 17 15 12 - - -
Примечания. 1. Если z1≠17, то приведенные в таблице значения [p]следует умножать на kz=1+0.01(z1-17). 2. Для двухрядных цепей табличные значения [p]уменьшать на 15%.

Приложение 23

Допускаемые значения [n1]об/мин, малой звездочки для приводных роликовых цепей нормальной серии ПР (при z1>15)

Шаг цепи t, мм	[n1]об/мин	Шаг цепи t, мм	[n1]об/мин
12.7 15.875 19.05 25.4	1250 1000 900 800	31.75 38.1 44.45 50.8	630 500 400 300
Для передач, защищенных от пыли при спокойной работе и надежной смазке допускается увеличение [n1] на 25-30%.

Приложение 24

Значения нормативного коэффициента запаса прочности [n]приводных роликовых цепей нормальной серии

n1,об/мин	Шаг цепи, мм
	12.7	15.875	19.05	25.4	31.75	38.1	44.45	50.8
50 100 300 500 750 1000 1250	7.1 7.3 7.9 8.5 9.3 10.0 10.6	7.2 7.4 8.2 8.9 10.0 10.8 11.6	7.2 7.5 8.4 9.4 10.7 11.7 12.7	7.3 7.6 8.9 10.2 12.0 13.3 14.5	7.4 7.8 9.4 11.0 13.0 15.0 -	7.5 8.0 9.8 11.8 14.0 - -	7.6 8.1 10.3 12.5 - - -	7.6 8.3 10.8 - - - -

Приложение 25

Стандартный ряд значений диаметров чугунных шкивов

40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000

35

Приложение 26

Клиновые ремни (по ГОСТ 1284-68)

Тип	Обо-значение сечения	Размеры сечения, мм								F, мм2			L, м			Dmin,мм		M1,Н м
		b		вp		h		Y0
Нормального сечения	О		10		8.5		6		2.1		47	0.4…2.5			63		30
	А		13		11		8		2.8		81	0.56…4.0			90		15…60
	Б		17		14		10.5		4		138	0.8…6.3			125		50…150
	В		22		19		13.5		4.8		230	1.8…10			200		120…600
	Г		32		27		19		6.9		476	3.15…15			315		450…2400
	Д		38		32		23.5		8.3		692	4.5…18			500		1600…6000
	Е		50		42		30		11		1170	6.3…18			800		4000
Узкие	УО		10		8.5		8		2.0		56	0.63		3.55	63		150
	УА		13		11		10		2.8		95	0.80		4.50	90		90		400
	УБ		17		14		13		3.5		158	1.25		8.00	140		300		2000
	УВ		22		19		18		4.8		278	2.00		8.00	224		1500		-

Приложение 27

Стандартный ряд значений длины L клиновых ремней, мм

400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 2800; 3150

Приложение 28

Нормальная мощность [p]_T, кВт, передаваемая одним клиновым ремнем (по ГОСТ 1284.3-80. с сокращениями)

Сечение ремня (длина L, мм)	D1,мм	Uпер	Частота вращения n1, об.мин.
			400	800	950	1200	1450	1600	2000
О (1320)	71	1,2 1,5 ≥ 3	0,22 0,23 0,23	0,39 0,40 0,42	0,45 0,46 0,48	0,54 0,56 0,58	0,63 0,66 0,68	0,69 0,71 0,73	0,82 0,84 0,87
	30	1,2 1,5 ≥ 3	0,26 0,27 0,28	0,47 0,49 0,50	0,55 0,56 0,58	0,66 0,68 0,71	0,77 0,80 0,82	0,84 0,86 0,89	1,0 1,03 1,06
	100	1,2 1,5 ≥ 3	0,36 0,37 0,38	0,65 0,67 0,70	0,75 0,78 0,80	0,92 0,95 0,98	1,07 1,10 1,14	1,16 1,20 1,24	1,39 1,43 1,48
	112	1,2 1,5 ≥ 3	0,42 0,43 0,44	0,76 0,78 0,81	0,88 0,91 0,94	1,07 1,10 1,14	1,25 1,29 1,33	1,35 1,40 1,44	1,61 1,66 1,72
А (1700)	100	1,2 1,5 ≥ 3	0,50 0,52 0,53	0,88 0,91 0,94	1,01 1,05 1,08	1,22 1,25 1,30	1,41 1,45 1,50	1,52 1,57 1,62	1,65 1,71 1,76
	125	1,2 1,5 ≥ 3	0,71 0,74 0,76	1,28 1,32 1,36	1,47 1,52 1,57	1,77 1,83 1,89	2,06 2,13 2,19	2,22 2,29 2,36	2,42 2,50 2,58
	160	1,2 1,5 ≥ 3	1,00 1,03 1,07	1,81 1,87 1,93	2,09 2,15 2,22	2,52 2,60 2,69	2,92 3,02 3,11	3,14 3,24 3,35	3,61 3,53 3,64
	180	1,2 1,5 ≥ 3	1,16 1,20 1,24	2,10 2,17 2,24	2,43 2,51 2,59	2,93 3,03 3,12	3,38 3,50 3,61	3,63 3,75 3,87	3,94 4,07 4,19
Б (2240)	140	1,2 1,5 ≥ 3	1,12 1,5 1,20	1,95 2,01 2,08	2,22 2,30 2,37	2,64 2,72 2,82	3,01 3,10 3,21	3,21 3,32 3,42	3,66 3,78 3,90
	180	1,2 1,5 ≥ 3	1,70 1,76 1,81	3,01 3,11 3,21	3,45 3,56 3,67	4,11 4,25 4,38	4,70 4,85 5,01	5,01 5,17 5,34	5,67 5,86 6,05
	224	1,2 1,5 ≥ 3	2,32 2,40 2,47	4,13 4,27 4,40	4,73 4,89 5,04	5,63 5,81 6,00	6,39 6,60 6,81	6,77 7,00 7,22	7,55 7,80 8,05
	280	1,2 1,5 ≥ 3	3,09 3,19 3,29	5,49 5,67 5,85	6,26 6,47 6,67	7,42 7,76 7,91	8,30 8,57 8,84	8,69 8,97 9,26	9,20 9,50 9,80
В (3750)	224	1,2 1,5 ≥ 3	3,20 3,31 3,41	5,47 5,65 5,83	6,18 6,38 6,58	7,18 7,45 7,69	7,97 8,23 8,49	-	-
	280	1,2 1,5 ≥ 3	4,63 4,78 4,93	8,04 8,30 8,57	9,08 9,37 9,67	10,49 10,83 11,17	11,47 11,84 12,22	-	-
	355	1,2 1,5 ≥ 3	6,47 6,69 6,90	11,19 11,56 11,92	12,55 12,95 13,36	14,23 14,70 15,16	15,10 15,59 16,09	-	-
	450	1,2 1,5 ≥ 3	8,77 9,05 9,34	14,76 15,24 15,72	16,29 16,82 17,35	17,75 18,33 18,91	-	-	-
Г (6000)	400	1,2 1,5 ≥ 3	12,25 12,64 13,04	19,75 20,40 21,04	21,46 22,16 22,86	22,68 23,42 24,16	-	-	-
	560	1,2 1,5 ≥ 3	20,27 20,93 21,59	31,62 32,65 33,68	33,21 34,30 35,38	-	-	-	-
	710	1,2 1,5 ≥ 3	27,23 28,12 29,01	39,14 40,73 42,02	38,90 40,17 41,44	-	-	-	-
Д (7100)	560	1,2 1,5 ≥ 3	24,07 24,85 25,64	31,62 32,65 33,68	33,21 34,30 35,38	-	-	-	-

37

Приложение 29

Канавки шкивов для клиновых ремней нормального сечения

Размеры, мм

Сечение ремня	c	e	t	S	Расчетные диаметры при угле φ
					34	36	38	40
А	3.3	9	15	10	90…112	125…160	180…400	450
Б	4.2	11	19	12.5	125…160	180…224	250…500	560
В	5.7	14.5	22.5	17	-	200…315	355…630	710

Приложение 30