курсовой проект Детали машин / пособие 11

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;

[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 υ – число рядів ланцюга. Для однорядних ланцюгів типу ПР υ = 1. Отримане

значення кроку p округляємо до найближчого стандартного по табл. 4,9а.

запобігання зіскакування ланцюга максимальне число зубів веденої зірочки

5. Визначаємо число ланок ланцюга lp :

Отримане значення lp округлити до цілого парного числа.

6. Уточняємо міжосьова відстань ap у кроках:

Отримане значення ap не округляти до цілого числа.

7. Визначаємо фактичну міжосьову відстань a, мм :

a = ap p = 40,335×25,4 =1024,51мм

Значення a не округляємо до цілого числа. Тому що ведена вітка ланцюга повинна провисати приблизно на 0,01a і для цього при монтажі передачі треба

81

передбачити можливість зменшення дійсної міжосьової відстані на 0,005a . Таким чином, монтажна міжосьова відстань aм = 0,995a =1019,39мм. .

8. Визначаємо довжину ланцюга l, мм :

ролика шарніра ланцюга — табл. 4.9а).

Діаметр окружності западин:

ведучої зірочки

Di1 = d∂1 - (d1 - 0,175d∂1 )=186,76 - (7,92 - 0,175186,76)=181,23мм

веденої зірочки

Di2 = d∂2 - (d1 - 0,175d∂2 )= 558,24 - (7,92 - 0,175558,24)= 554,46мм

Перевірочний розрахунок

10. Перевіряємо частоту обертання меншої зірочки n1 ,об / хв :

n1 £ [n1 ]

де n1 — частота обертання тихохідного вала редуктора, об/хв (на цьому валу розташована менша зірочка), — див. табл. 1.4;

[n1 ]= 15×103 = 15×103 = 590,55об / хв — допустима частота обертання.

p 25,4

150 ≤ 590,55об / хв - умова виконується.

82

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

[U ]= 508p = 25508,4 = 20с−1 — число ударів, що допускається.

1,8 £ 20с−1 - умова виконується.

12. Визначаємо фактичну швидкість ланцюга v , м/с:

значення z1 ; p, мм ; n1 ,об / хв (4.3, пп. 1, 10).

13. Визначаємо окружну силу, передану ланцюгом Ft , H :

15.Перевіряємо тиск у шарнірах ланцюга pл , Н / мм2 :

А — площа проекції опорної поверхні шарніра, мм2 :

A = d1b3 = 7,92×15,88 =125,77мм2

де d1 і b3 — відповідно діаметр валика і ширина внутрішньої ланки ланцюга,

ланцюга, що розраховується , і повторити розрахунок передачі.

15. Перевіряємо міцність ланцюга.

Міцність ланцюга задовольняється співвідношенням

S ³ [S]

83

де [S] — допустимий коефіцієнт 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,

Fo = K f qag =1×2,6×1,02451×9,81 = 26,13Н

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 = 9,81×1,462 = 20,91Н

де v , м/с — фактична швидкість ланцюга (п. 12). 26,8 ³ 8,3- умова виконується.

16.Визначити силу тиску ланцюга на вал Fвп , Н :

Fвп = kв Ft + 2Fo = 1,155 × 2191+ 2 × 26,13 = 2582,86Н

де kв — коефіцієнт навантаження вала (табл. 4.7). При ударному навантаженні табличне значення kв збільшити на 10...15%.

17. Складаємо табличну відповідь до завдання (табл. 4.12).

84

85

Примітки:

Величини, що входять у формули для визначення сил:

(циліндричної) передачі і зовнішній ділильний діаметр колеса конічної, мм

(табл. 3.5, 3.8, 3.11);

3.β — кут нахилу зубів циліндричних коліс (див. табл. 3.6);

4.γ r = (0,44cosδ1 − 0,7sinδ1 ) — коефіцієнт радіальної сили;

ділильного конуса шестерні (табл. 3.8).

Величини, що входять у формули для визначення консольних сил:

6.Т2 для відкритих зубчастих передач — обертаючий момент на

приводному валу робочої машини, на якому встановлене колесо, Н (табл. 1.5);

7.Т1 і Т2 для муфт — обертаючий момент на швидкохідному і тихохідному

валах редуктора, Н (табл. 1.5);

8.d2 — ділильний діаметр циліндричного колеса, мм (табл. 3.5);

9.de2 — зовнішній ділильний діаметр конічного колеса;

10.δ1 — кут ділильного конуса шестерні, град (табл. 3.8).

11.Консольна сила від муфти Fм попередньо розраховується за ГОСТ 16162

- 85. Фактичне значення Fм визначається після вибору муфти при розробці

конструктивного компонування привода.

12. На схемах навантаження валів консольні сили проставляються з індексом

«оп» (рис. 5.6).

5.3. Силова схема навантаження валів редуктора

Силова схема навантаження валів має на меті визначити напрямок сил у зачепленні редукторної пари, консольних сил з боку відкритих передач і муфти, реакцій у підшипниках, а також напрямок обертаючих моментів і кутових швидкостей валів.

Схема може виконуватися на міліметровому папері або за допомогою комп’ютерного забезпечення на ПК і повинна містити: назву схеми; силову схему навантаження валів в ізометрії; координатну систему осей X, Y, Z для орієнтації схеми; основний напис; таблицю силових і кінематичних параметрів передачі (рис. 5.4...5.6).

88