курсовой проект Детали машин / пособие 11

По ГОСТ 12841-80 приймається довжина пасу Lp =1600 мм. Уточнюємо міжосьову відстань:

a = 0,25[(LP - w)+ (LP - w)2 - 2y]

w=0,5×p(d1+ d2) y=( d1 - d2 )2

w=0,53,14×(100+400)=785 мм y=( 100-400)2 =90000 мм

a = 0,25[(1600 - 785)+ (1600 - 785)2 - 2 ×90000] = 377,72 = 400 мм.

Визначається кут обхвату провідного шківа по формулі:

α =180° - 57° d2 - d1 a

α = 180° - 57° 400 -100 = 137,25° , 400

оскільки a=137,25o >a=120o – кут обхвату достатній. Визначаємо число пасів по формулі:

Визначення натягнення гілок

Натягнення гілок визначається по формулі:

де V – окружна швидкість пасу, м/с;

q – коефіцієнт, що враховує відцентрову силу.

V= ω1 × d1

2 ×103

71

Розрахунок передач зачепленням

У проектованих приводах до відкритих передач відносяться зубчасті (циліндричні, конічні) передачі і ланцюгові передачі з однорядним роликовим ланцюгом за ГОСТ 13568–75 (табл. 4.9а).

Розрахунок передач зачепленням проводиться у два етапи:

перший – проектний з метою визначення геометричних параметрів передачі; другий – перевірочний розрахунок зубців зубчастих передач на витривалість по контактним і згинаючим напругам і ланцюгу ланцюгової передачі на міцність і зносостійкість (рис. 3.1, 3.3, 4.5).

4.4. Розрахунок відкритих (циліндричних і конічних) зубчастих передач

Розрахунок відкритих зубчастих передач проводять аналогічно розрахунку закритих зубчастих передач у такій послідовності:

1.Визначити силові і кінематичні характеристики передачі по табл. 1.5.

2.Вибрати матеріали зубчастої пари і визначити контактні та згинаючі допустимі напруги.

3.Виконати проектний і перевірочний розрахунки передачі.

72

4.5. Розрахунок ланцюгової передачі.

Проектний розрахунок

Рис. 4.5. Геометричні і силові параметри ланцюгової передачі

1. Визначити крок ланцюга p, мм :

де а)T1 – обертаючий момент на привідній зірочці (на тихохідному валу редуктора), Н × м (табл. 1.5);

б) Kэ – коефіцієнт експлуатації, що являє собою добуток п'яти поправочних коефіцієнтів, що враховують різні умови роботи передачі (табл. 4.8):

73

Таблиця 4.9.

в) z1 — число зубів провідної зірочки:

де u — передаточне число ланцюгової передачі (табл. 1.5).

Отримане значення z1 , округлити до цілого непарного числа, що в сполученні з непарним числом зубців веденої зірочки z2 (п. 2) і парним числом ланок ланцюга lp (п. 5) забезпечить більш рівномірне зношування зубців і шарнірів;

г) [pл ] — допустимий тиск, у шарнірах ланцюга, Н / мм2 , залежить від частоти обертання привідної зірочки z1 , об/хв (частоти обертання тихохідного вала редуктора – табл. 1.5), очікуваного кроку ланцюга і вибирається з табл. 4.9. д)υ – число рядів ланцюга. Для однорядних ланцюгів типу ПР υ = 1. Отримане значення кроку p округлити до найближчого стандартного по табл. 4,9а.

2. Визначити число зубців веденої зірочки:

запобігання зіскакування ланцюга максимальне число зубів веденої зірочки

74

Рис. 4.6. Геометричні параметри роликового ланцюга

Таблиця 4.9а.

Геометричні параметри роликового ланцюга

4. Визначити оптимальну міжосьову відстань a, мм . За умови довговічності ланцюга a = (30...50) p , де p — стандартний крок ланцюга (4.3, п. 1).

Тоді ap = ap = 30...50 — міжосьова відстань у кроках.

Отримане значення ap не округляти до цілого числа.

8. Визначити фактичну міжосьову відстань a, мм :

Значення a не округляти до цілого числа. Тому що ведена вітка ланцюга повинна провисати приблизно на 0,01a і для цього при монтажі передачі треба передбачити можливість зменшення дійсної міжосьової відстані на 0,005a . Таким чином, монтажна міжосьова відстань aм = 0,995a .

9. Визначити довжину ланцюга l, мм :

геометрична характеристика зачеплення ( d1 — діаметр ролика шарніра ланцюга

— табл. 4.9а).

Діаметр окружності западин:

76

p

частота обертання ; p , мм.

11.Перевірити число ударів ланцюга об зубці зірочок U,c−1 .

де P1 — потужність на привідній зірочці (на тихохідному валу редуктора),

кВт (табл. 1.5); v , м/с (п. 12).

[pл ]— допустимий тиск у шарнірах ланцюга уточнюють відповідно до

77

фактичної швидкості ланцюга v , м/с (4.3, п. 1,г).

Придатність розрахованого ланцюга визначається співвідношенням pл £ [pл ]. Перевантаження ланцюга pл > [pл ] не допускається. У таких

випадках можна взяти ланцюг типу ПР з більшим кроком p і повторити перевірку тиску pл в шарнірі або збільшити число зубців привідної зірочки z1 ланцюга, що розраховується , і повторити розрахунок передачі.

15.Перевірити міцність ланцюга.

Міцність ланцюга задовольняється співвідношенням

де [S] — коефіцієнт, що допускається по запасу міцності для роликових

(втулкових) ланцюгів (табл. 4.10);

S — розрахунковий коефіцієнт запасу міцності,

де Fp — руйнівне навантаження ланцюга, Н, яке залежить від кроку ланцюга p і вибирається по табл. 4.9а;

Ft — окружна сила, передана ланцюгом, Н (п. 13);

Kд — коефіцієнт, що враховує характер навантаження (п. 1);

Fo — попередній натяг ланцюга від провисання веденої вітки (від її сили ваги), Н,

де K f — коефіцієнт провисання;

K f = 6 — для горизонтальних передач;

K f = 3 — для передач, похилих до обрію до 40o ; K f = 1 — для вертикальних передач;

q — маса 1 м ланцюга, кг/м (табл. 4.9а);

a — міжосьова відстань, м (п. 7);

g = 9,81 м/с2 — прискорення вільного падіння; Fυ — натяг ланцюга від відцентрових сил, Н;

Fυ = qv2 де v , м/с — фактична швидкість ланцюга (п. 12).

78

Таблиця 4.10.

Допустимі коефіцієнти, запасу міцності [S] для роликових (втулкових) ланцюгів при z1 = 15...30

де kв — коефіцієнт навантаження вала (табл. 4.8). При ударному навантаженні табличне значення kв збільшити на 10...15%.

17.Скласти табличну відповідь до завдання (табл. 4.11).

Уграфі «Примітка» указати результат виконання умов перевірочного розрахунку.

Характерні помилки при розрахунку ланцюгової передачі:

1.Неправильні обчислення.

2.Неправильно обрані поправочні коефіцієнти K і визначено коефіцієнт експлуатації Kэ .

3.Неправильна інтерполяція при виборі тиску, що допускається, у шарнірах [pл ] ланцюга і коефіцієнта запасу [S]міцності.

4.Нерозмірність одиниць Ft ; A ; [pл ] при визначенні розрахункового тиску pл .

79

2)передаточне число u = 3 ; 3)частота обертів n = 150хв−1 ; 4)потужність P1 = 3,2кВт .

Проектний розрахунок

1. Визначаємо крок ланцюга p, мм :

Kэ – коефіцієнт експлуатації, що являє собою добуток п'яти поправочних коефіцієнтів, що враховують різні умови роботи передачі (табл. 4.8):

Kэ = Kд Kс Kθ K рег K р =1×1×1×1,25×1,25 =1,56

z1 — число зубів провідної зірочки:

z1 = 29 - 2u = 29 - 2×3 = 23

Отримане значення z1 , округляємо до цілого непарного числа, що в

80