- •Содержание
- •1. Исходные данные для курсовой работы
- •2. Расчет общего коэффициента полезного действия (кпд) привода и требуемой мощности электродвигателя
- •3. Выбор электродвигателя
- •4. Определение кинематических и силовых параметров валов привода
- •5. Расчет зубчатой цилиндрической передачи
- •6. Расчет цепной передачи
- •7. Проектный расчет валов
- •8. Эскизная компоновка редуктора
- •8.1 Конструирование валов
- •8.2 Предварительный выбор подшипников
- •9. Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала
- •10. Проверка подшипников на долговечность
- •11. Проверочный расчет тихоходного вала
- •12. Выбор шпонок и проверка их на прочность
6. Расчет цепной передачи
Исходными данными для расчета цепной передачи являются следующие параметры (из пункта 6 учебного пособия):
– вращающий момент на валу ведущей звездочки (он равен моменту на третьем валу привода) Т1 = 262580 Н мм;
– частота вращения ведущей звездочки (или частота вращения третьего вала привода) n1 = 240 мин–1;
– передаточное число цепной передачи u = uЦП= 2,18.
Методику расчета цепной передачи с приводной однорядной роликовой цепью проследим на рассматриваемом примере.
Важнейшим параметром цепной передачи является предварительное значение шага цепи t/, которое рассчитывается по допускаемому давлению в шарнире цепи по зависимости [3, с.92]:
,
где КЭ – коэффициент эксплуатации, который представляет собой произве- дение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы реальной передачи (таблица 4) [3,4]:
.
Выбрав в таблице 4 коэффициенты для условий работы рассчитываемой передачи, рассчитаем коэффициент КЭ :
.
Определим Z/1 – предварительное число зубьев ведущей звездочки
Полученное предварительное значениеZ/1 округляют до целого нечетного числа, что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки Z2 и четным числом звеньев цепи Lt обеспечит более равномерное изнашивание зубьев. Принимаем Z1 = 25. Тогда Z2 = Z1 u = 25 2,18 = 54,5. Принимаем Z2 =55 (нечетное число).
Уточним передаточное число цепной передачи
= Z2 / Z1 = 55 / 25 = 2,2.
Допускается отклонение от расчетного значения не более 4 %
.
Если не известны дополнительные данные, то задаются предварительным значением = 2 … 3 м/с. Примем = 2,5 м/с, тогда интерполированием получаем [p] = 20 Н/мм2.
Таблица 4 – Значения поправочных коэффициентов К
Условия работы передачи |
Коэффициент | ||
Обозначение |
Значение | ||
Динамичность нагрузки |
Равномерная Переменная |
КД |
1 1,2…1,5 |
Регулировка натяжения цепи |
Опорами Натяжными звездочками Нерегулируемые |
КРЕГ |
1 0,8 1,25 |
Положение передачи |
Наклон линии центров звездочек к горизонту: угол 600 угол 600 |
К |
1 1,25 |
Способ смазывания |
Непрерывный Капельный Периодический |
КС |
0,8 1 1,5 |
Режим работы |
Односменная Двухсменная Трехсменная |
КР |
1 1,25 1,5 |
Рассчитаем по зависимости шаг цепи
.
Полученное значение шага округляется до ближайшего большего стандартного значения по таблице Б.1 – t = 31,75мм.
Определим фактическую скорость цепи
Этой скорости цепи в соответствии с вышеприведенным рядом соответствует допускаемое давление [p] = 19 Н/мм2.
Рассчитаем действительное давление в шарнире цепи
.
Обязательно должно выполняться условие прочности цепи
.
По таблице Б.1 по шагу выбираем цепь приводную однорядную нормальной серии ПР – 31,75 – 88,5 ГОСТ 13568.
По условию долговечности цепи рекомендуется [3] выбирать межосевое расстояние цепной передачи при эскизной компоновке привода в интервале = (30…50) t. Для курсовой работы можно рассчитать предварительное значение межосевого расстояния
.
Определим число звеньев в цепном контуре
.
Чтобы не применять переходное соединительное звено, полученное значение округляется до целого четного числа, т.е. примем Lt = 120.
После этого необходимо уточнить фактическое значение межосевого расстояния цепной передачи по формуле
Полученное значение не округлять до целого числа.
Выбранная цепь будет иметь следующую длину:
.
Проверим частоту вращения ведущей звездочки по условию [3,с.96]:
.
Сравним расчетное число ударов шарниров цепи о зубья звездочек в секунду с допускаемым значением [3,с.96]. Должно выполняться условие:
.
Определим – расчетное число ударов цепи о зуб звездочки [3]:
.
Определим – допускаемое число ударов цепи о зуб звездочки [3]:
.
Видим, что 3,33 с-1 16 с-1. Следовательно, условие выполняется.
Окончательной проверкой для выбранной цепи является сравнение расчетного коэффициента запаса прочности с его допускаемым значением . Должно выполняться следующее условие:
,
,
где FP – разрушающая нагрузка цепи, Н. Она зависит от шага цепи и выбирается по таблице Б.1. Для примера FP = 60000 Н;
Ft – окружная сила, передаваемая цепью, Н,
;
КД – коэффициент из таблицы ;
F0 – предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н
,
где – коэффициент провисания цепи. Для горизонтальных цепных передач = 6 [3,с. 97];
m – масса одного метра цепи, кг/м. Определяется для выбранной цепи по таблице Б.1. Для разбираемого примера m = 3,8 кг/м;
а – межосевое расстояние передачи, м;
g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения.
Определим предварительное натяжение цепи для рассматриваемого примера
;
FV – натяжение цепи от центробежных сил, Н
.
Таким образом, фактический коэффициент запаса прочности цепи по зависимости равен
.
Значение допускаемого коэффициента запаса прочности определяется по данным таблицы 5.
Условие выполняется.
Определим силу давления цепи на валы FП, Н:
.
Таблица 5 – Допускаемый коэффициент запаса прочности [s] для роликовых цепей при z1 = 15…30 [3, с. 97]
Шаг цепи, t, мм |
Частота вращения ведущей звездочки n1, мин –1 | ||||||||
50 |
100 |
200 |
300 |
400 |
500 |
600 |
800 |
1000 | |
12,7 |
7,1 |
7,3 |
7,6 |
7,9 |
8,2 |
8,5 |
8,8 |
9,4 |
10,0 |
15,875 |
7,2 |
7,4 |
7,8 |
8,2 |
8,6 |
8,9 |
9,3 |
10,1 |
10,8 |
19,05 |
7,2 |
7,8 |
8,0 |
8,4 |
8,9 |
9,4 |
9,7 |
10,8 |
11,7 |
25,4 |
7,3 |
7,8 |
8,3 |
8,9 |
9,5 |
10,2 |
10,8 |
12,0 |
13,3 |
31,75 |
7,4 |
7,8 |
8,6 |
9,4 |
10,2 |
11,0 |
11,8 |
13,4 |
– |
38,1 |
7,5 |
8,0 |
8,9 |
9,8 |
10,8 |
11,8 |
12,7 |
– |
– |
44,45 |
7,6 |
8,1 |
9,2 |
10,3 |
11,4 |
12,5 |
– |
– |
– |
50,8 |
7,7 |
8,3 |
9,5 |
10,8 |
12,0 |
– |
– |
– |
– |
Основные геометрические размеры звездочек показаны на рисунке . Расчет профиля зубьев звездочек регламентирован ГОСТ 592 – 81. Рассчитаем размеры только ведущей звездочки, так как она изображается на чертеже общего вида редуктора:
– диаметр делительной окружности ведущей звездочки , мм
;
– диаметр окружности выступов ведущей звездочки , мм
,
где Кz1 – коэффициент числа зубьев ведущей звездочки. Он равен
;
– геометрическая характеристика зацепления
,
где d3 = 15,88 мм– диаметр ролика цепи (выбирается по таблице Б.1).
Рассчитаем диаметр De1, мм, по зависимости
.
Рассчитаем диаметр окружности впадин ведущей звездочки , мм
. Расчет остальных размеров ведущей звездочки приведен в таблице 6. Для расчета параметров ступицы звездочки используется диаметр выходного участка тихоходного вала редуктора dВ2, который будет получен в пункте 10 учебного пособия.
Таблица 6 – Размеры ведущей звездочки, мм
Параметр (рисунок 6) |
Формула |
Расчет |
Ширина зуба |
b = 0,93 b3 – 0,15 |
b = 0,93 19,05 – 0,15 = 17,57 |
Угол скоса |
= 200 |
= 200 |
Фаска зуба |
f = 0,2 b |
f = 0,2 17,57 = 3,514 |
Радиус перехода |
r = 1,6 … 2,5 |
Принимаем r = 1,6 |
Толщина диска |
С = b + 2 r |
С = 17,57 + 2 1,6 = 20,77 |
Диаметр проточки |
Dс= t ctg(180/z1) 1,3h |
Dс = 31,75 сtg(180/25) – –1,3 30,2 = 219,32 |
Диаметр ступицы |
dcт = 1,6 dВ2 |
d cт = 1,6 42 = 67,2 |
Длина ступицы |
Lст = (1,0…1,5) dВ2 |
Lст = (1,0…1,5) 42 = 42…63 |
Примечание: размеры b3, h из таблицы Б.1 |