Детали машин - Батурин А.Т.
Скачать (прямая ссылка):
[AnJ = 29 — 300 -т?— = 29 — 300 = 25 кТісм*.
° Dul,n 450
18 Батурин 1235
274
РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА
6. Поправочные коэффициенты: C1 = 1,025 (табл. 35); Сг = 0,69 (табл. 36); C3 = 1,0 (табл. 37).
7. Требуемая площадь сечения ремня
р _P _ ¦» 307 _ 4 7 4 г и2
[An0J C1C2C3 _ 25 -1,025 ¦ 0,69 -1,0 ''° "
Ширина ремня
о 0,6
по ОСТ/НШЩ 5773/176 принимаем Ъ X б = 300 X 5,5 лд.
8. Определяем требуемый вес груза натяжного ролика. Предварительно вычисляем натяжение ведомой ветви ремня:
р
«^2 = ^0--2~ '
где ¦S0= O0F — натяжение ремня при холостом ходе передачи. Принимая O0 = 18 кГ/см2 (см. стр. 247), получаем
S2 = O0F--Р- = 18 • 30 • 0,55 - ~- = 143,5 кГ.
Равнодействующая давлений ремня на ролик Q = 143/5 кГ (см. параллелограмм сил на фиг. 238).
Составляем уравнение равновесия натяжного ролика (вес рычагов, грузового и несущего шкив натяжного ролика не учитываем). Вес шкива натяжного ролика имеете с подшипниками ориентировочно принимаем Gi ~ 50 кГ.
2 Mo1 = O; G 800—Q 540—G1 535 = 0,
откуда
143,5-540+50-535
с- «об ~13 '
Пример 50. Определить основные размеры передачи предыдущего примера, выполнив ее клиноременпой. Решение.
1. По табл. 40 для мощности 120 л. с. (88,2 кет) рекомендуется профиль Г, Д или Е; останавливаемся на профиле Д. Диаметр шкива на валу динамомашины D2 = 500 мм (табл. 41). *
Диаметр шкива на валу паровой машины п 500-1200 оппл 1 = -2OO-= 3(^0 мм'
При таком значении D1 скорость ремня
KD1Ii1 3,14-3-200 п. ,
V = -gjj— =--60-= 31,4 м/сек,
что значительно превышает предельную i>max = 25 м/сек.
2. Принимаем профиль Г, что позволяет уменьшить диаметры шкивов и, как следстние, уменьшить скорость ремня.
Z)1111n = D2 = 315 мм (см. табл. 41)
и г. 315-1200 ,Q?ri
D1 = 2QQ - = 1860 мм,
округляя до ближайшего стандартного значения, принимаем Di = = 1800 мм.
ЧИСЛОВЫЕ ПРИМЕРЫ
275
Скорость ремня
KD1Ii1 3,14•1,8¦20O
V =
18,8 м/сек,
60 60
что вполне приемлемо.
3. Расстояние между центрами шкивов принимаем Z = 3000 мм, что больше
/mm = 0,55 (D1 + D2) + h = 0,55 (1800 + 315) + 19 = 1180 мм.
4. Определяем длину ремня, соответствующую принятому значению I
L = 21 + -jl (D1 + D2) + (Д'~А)" =
= 2 • 3000 + -^- (315 + 1800) + (3145~У2 = 9504 мм;
ближайшая стандартная длина ремня L = 9500 мм.
5. Определяем расстояние между центрами шкивов при принятой длине ремня
I = 0,25 [(L -W) + V(L-WF-8у], W = n + = 3,14 = 3320;
У
(D2-D1)' = (315-1800)2 = 55)2 _ 1()4.
/= 0,25 [(9500 — 3320) + V (9500 — 3320)2 — 8 • 55,2 • 104 ] = 3000 мм
как и должно быть, так как принятая стандартная длина ремня практически (в пределах точпости вычислений, выполняемых на логарифмической линейке) не отличается от полученной по заданному межцентровому расстоянию.
6. Окружное усилие
^ = -^=?? = 478
7. Допускаемое полезное напряжение
[A)n] = [^n0] ^1C2C3. Угол обхвата на малом шкиве
O1 ж 180- 57,3 Dl~Dz = 180 -57,3 . 180^~0315- * 152°. По табл. 43 коэффициент C1 = 0,91.
Коэффициент C2 = 1,05— 0,0005 ¦ 18,82 = 0,875; C3 принимаем равным 0,9 (табл. 37).
Допускаемое полезное напряжение
Ikn] = 16,7 ¦ 0,91 • 0,875 • 0,9 ж 12 кГ/см*,
8. Определяем необходимое число ремней:
Р - 478 -Q/
^ Г*»] P ~ 12-4,76 - o'4'
І8*
276
ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
Принимаем z = 9. Такое количество ремней можно принять при условии достаточно тщательного подбора их по длине.
9. Число пробегов по формуле (120)
и =-J- = = 6,27 1/сек. < 10 1/сек.
10. Наружные диаметры шкивов:
Z7 = D1 + 2с = 1800 + 2 • 8,5 = 1817 мм; Z7 = Z)2 + 2с = 315 + 17 = 332 мм.
11. Ширина обода шкива
В = (Z — 1) t + 2s = (9 — 1) • 37,5 + 2 • 24 = 348 мм.
ПЕРЕДАЧИ ЗАЦЕПЛЕНИЕМ
ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
§ 65. ОБЩИЕ ПОНЯТИЯ
В современном машиностроении и приборостроении наиболее распространенным типом передач является зубчатая. Возможность передачи практически любой мощности (до 50 000 л. с), высокая
надежность в работе, обеспечение строгого постоянства передаточного отношения и ряд других достоинств обеспечили зубчатой передаче указанное преимущественное распространение.
В большинстве случаев зубчатая передача служит для передачи вращательного движения, но встречается ее использование и как механизма для преобразования вращательного движения в поступательное (шестерня с рейкой).
По взаимному расположению геометрических осей валов в пространстве различают:
а) передачу цилиндрическими колесами, применяемую, когда оси валов параллельны; к и м и колесами между валами,
Фиг. 239.
б) передачу к о н и ч е с оси которых пересекаются;
в) передачу винтовыми колесами и червячную передачу, которые применяются при скрещивающихся осях валов; зти разновидности передач относятся к зубчато-винтовым механизмам. »
ОБЩИЕ ПОНЯТИЯ 277
В первую очередь рассмотрим цилиндрическую зубчатую передачу.
На ведущем Oi и ведомом O2 валах (фиг. 239) насажены два диска, снабженные по окружносіям выступами или зубьями, расположенными на одинаковых расстояниях друг от друга. Если сблизить между собой центры Oi и Oz, так, чтобы зубья одного диска, или колеса, входили в промежутки между зубьями другого, и привести во вращение ведущий вал Oi, то зуб а колеса, сидящего на этом валу, своей боковой поверхностью коснется боковой поверхности зуба Ъ колеса, сидящего на валу Oz, и будет, давя на него, заставлять его, а следовательно колесо и вал О2, вращаться. Когда колеса повернутся на некоторый угол, зуб а прекратит воздействие на зуб Ь, и они выйдут из зацепления, но тогда войдет в зацепление следующая пара и т. д., т. е. при непрерывном вращении вала Oi вал 0% п р и-ходит также в непрерывное вращательное движение.
