Методички / Курс деталей машин

Допускаемое давление для pц = 38,1 мм [ p] 19МПа. Рассчитываем

межосевое расстояние а = 40рц =40·38,1 = 1524 мм. Число звеньев цепи – формула

(18.4):

Принимаем Lp = 144. Уточняем межосевое расстояние – формула (18.5):

Центробежная сила Fυ qυ2 5,5 2,22 26,6Н. Натяжение от силы тяжести свободной ветви цепи Fo K f aqg 6 1,543 5,5 9,81 499,5Н. Расчётная нагрузка на валы Fr Ft 2F0 4768 2 499,5 6 1,543 5,5 9,81 5767Н. Коэффициент запаса прочности:

Выводы. 1. Прочность достаточна.

2. Принимаем цепь ПР-38,1-127000 ГОСТ 13568-75.

Вопросы для самоподготовки

1.На чём основан принцип работы цепной передачи?

2.Какие приводные цепные передачи наиболее распространены?

3.Дайте оценку цепных передач.

4.Из каких элементов состоит роликовая цепь?

5.Какие силы действуют в работающей цепи?

6.Как снизить динамические нагрузки в ветвях цепи?

7.Перечислите виды разрушений и критерии работоспособности расчёта цепных передач.

8.Какие материалы используются для цепей и звёздочек?

9.В чём заключается табличный метод расчёта цепной передачи?

Вопросы, выносимые на экзамен

1.Цепные передачи. Оценка и применение. Конструкции приводных цепей и звёздочек.

2.Силовые зависимости в цепной передаче. Виды разрушения цепных передач. Основные критерии работоспособности и расчёта. Расчёт на износостойкость.

3.Неравномерность движения и колебания цепи.

Экзаменационные задачи

Задача №36

Выбрать роликовую цепь, используя табличный метод. Нагрузка равномерная, смазка хорошая, угол наклона θ = 30. Вычертить кинематическую схему цепной передачи.

Примечание. Недостающими данными задаться.

Задача №37

Рассчитать геометрические параметры роликовой цепной передачи: z1, z2, d1, d2, Lp, L, a. Вычертить кинематическую схему.

Примечание. Недостающими данными задаться.

Передаточное отношение от солнечного колеса 1 к водилу h при неподвижном корончатом колесе 3: i13h 1 z3 / z1 . Передаточное число,

используемое при расчёте зацеплений на прочность, отличается от передаточного отношения и определяется как отношение большего числа зубьев к меньшему.

Числа зубьев принимают из условия неподрезания z ≥ 17, а также по условиям соосности, соседства, сборки и правильности внутреннего зацепления.

Наименьшие габариты передачи можно получить при расчёте по программе

ТМ12-7 в системе GWBASIC (см. Пример 19.1).

Одна из разновидностей передачи 2k-h с двойным сателлитом (рис. 19.4) с

внешним и внутренним зацеплениями имеет более высокое передаточное отношение i13h = 7…16 при = 0,99…0,96. Эту передачу применяют значительно реже простейшей. При больших передаточных отношениях целесообразно применять двухступенчатые простые передачи (рис. 19.5).

2

1

3 2'

h

В передаче с двумя внутренними зацеплениями (рис. 19.6) достигается передаточное отношение i31h = 1700, однако при очень низком КПД ( = 1…3%).

Наиболее рациональные значения i31h = 30…100 при = 0,8…0,65. На рис. 19.7

представлена передача 3k – с тремя центральными колесами при i143 = 30…100,

работающая при мoщностях Р 100 кВт. На рисунке 19.8 изображён замкнутый планетарный механизм, встроенный в барабан лебедки.

19.3.Силовые и кинематические зависимости

Вкаждом зацеплении передачи (рис. 19.9) действуют окружная, радиальная

иосевая (в косозубом зацеплении) силы. Окружная сила на сателлите приложена в двух точках, во внешнем и внутреннем зацеплениях:

где nс – число сателлитов;

Кс – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами.

Неравномерность связана с тем, что каждое зацепление может находиться в разных стадиях (однопарном или двухпарном). Оказывают влияние также ошибки изготовления и монтажа. Кроме того, значение Кс зависит от конструкции

При расчёте валов следует исходить из допущения, что двумя сателлитами из трёх воспринимается по 40% нагрузки, а третий сателлит воспринимает 20%

нагрузки (рис. 19.11). В результате остаётся 20-процентная неуравновешенность даже при постановке компенсирующих устройств. На вал водила при таких условиях будет действовать неуравновешенная сила

19.4. Расчёты на прочность

Расчёт планетарной передачи ведут по формулам, выведенным для простой

зубчатой передачи. Особенности расчёта.

А) При одинаковых материалах всех колёс рассчитывают внешнее

зацепление как менее прочное, по формуле:

Б) В формуле (19.5) используется передаточное число внешнего зацепления

(но не передаточное отношение передачи), равное u = z2/z1 или u = z1/z2.

В) Расчётный момент определяют по формуле:

где Т2 - крутящий момент на колесе (колесо – звено с большим числом зубьев).

Г) При разных материалах выполняют проверки обоих зацеплений:

Пример 19.1. Рассчитать планетарную передачу по следующим исходным данным: частоты вращения валов n1 = 646,7 об/мин, nh = 182,2 об/мин;

крутящие моменты на валах Т1 = 161,9 Н·м, Тh = 551,8 Н·м, передаточное отношение i13h = 3,55. Допускаемое контактное напряжение H = 627 МПа.

Допускаемое изгибное напряжение F = 257 МПа. КПД одного зацепления η =

0,96. Недостающими данными задаться.

Решение.

Рассчитываем по программе ТМ12-7 в системе GWBASIC числа зубьев планетарного редуктора: z1 = 25, z2 = 20, z3 = 65 (рис. 19.12).

*******************************************************************************************

******************************** РЕДУКТОР ДЖЕЙМСА *********************************

************** ****************************************************************************

** Число зубьев . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .** ** солнечного колеса . . . . . . . . . . . . . . . 25

**сателлитов . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20

**Отклонение передаточного отношения . . . . . . . . 1,408449Е-02

**КПД редуктора . . . . . . . . . . . . . . . . . . 0,9433778

*******************************************************************************************

Рис. 19.12. Распечатка параметров редуктора Джеймса

Передаточное отношение:

i13h 1 z3 / z1 1 65 / 25 3,6.

Передаточное число u = z1/z2 = 25/20 = 1,25. Солнечное колесо z1 – колесо с моментом Т1. Принимаем число сателлитов nc = 3. Приведенное число сателлитов nc = 2,3. Расчётный момент Т2р = Т1 / nc = 161,9·103/2,3 = 70,39·103 Н·м.

Принимаем прямозубую передачу. Коэффициент ширины ψа = 0,25.

Принимаем 8-ю степень точности изготовления колёс. Коэффициент концентрации нагрузки КНβ = 1,1 [9] при несимметричном расположении колёс и твёрдости колеса Н2 < 350HB; коэффициент динамической нагрузки КНv = 1,05 [9]

при скорости v < 5 м/с. Межосевое расстояние из расчёта внешнего зацепления z1/ z2 на выносливость по контактным напряжениям:

Принимаем m = 4 мм. Межосевое расстояние:

a 0,5m(z1 z2 ) 0,5 4 (25 20) 90мм.

Ширина венцов колёс b = ψаaw = 0,25·90 = 22,5 мм. Принимаем b = 24 мм.

Делительные диаметры: d1 = 4·25 = 100 мм, d2 = 4·20 = 80 мм, d3 = 4·65 = 260 мм.

Окружная скорость колёс: v = π·100·646,7/60000 = 3,4 м/с. Коэффициенты нагрузки: КНβ = 1,15; КНv = 1,05; КFβ = 1,07; КFv = 1.4 [9]. Рабочее контактное напряжение внешнего зацепления:

Во внутреннем зацеплении число зубьев шестерни z2 = 20, колеса z3 = 65,

передаточное число u = z3/z2 = 65/20 = 3,25. Передаточное отношение при