- •Содержание
- •Техническое задание 12 (вариант 4)
- •1 Кинематическая схема машинного агрегата
- •Условия эксплуатации машинного агрегата.
- •Срок службы приводного устройства
- •Выбор двигателя, кинематический расчет привода
- •2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя.
- •Определение передаточного числа привода и его ступеней
- •Определение передаточного числа привода и его ступеней
- •2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
- •3 Выбор материалов червячной передач и определение допускаемых напряжений
- •4 Расчет закрытой червячной передачи
- •5 Расчет открытой цепной передачи
- •Нагрузки валов редуктора
- •Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.
- •8 Расчетная схема валов редуктора
- •9 Проверка прочности шпоночных соединений Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по гост 23360-78.
- •10 Уточненный расчет валов
- •Смазка редуктора
- •Подбор и проверка муфт
- •13 Конструктивные элементы корпуса
- •14 Тепловой расчет редуктора
- •Литература
5 Расчет открытой цепной передачи
Шаг цепи
где [p] = 33 МПа – допускаемое давление в шарнирах.
Кэ – коэффициент эксплуатации
Кэ = КдКсККрегКр,
где Кд = 1 – коэффициент динамической нагрузки,
Кс = 1,5 – смазка периодическая,
К = 1,0 – положение передачи горизонтальное,
Крег = 1,25 – нерегулируемая передача,
Кр = 1,0 – работа в одну смену.
Кэ = 1,51,25 = 1,88.
z1 – число зубьев малой звездочки,
z1 = 29 – 2u = 29 – 24,47= 20,1,
принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 21
р = 2,8(325,11031,88/2133)1/3 = 26,9 мм
Принимаем ближайшее большее значение р= 31,75 мм:
- разрушающая нагрузка Q = 89,0 кН;
- масса одного метра цепи q = 3,8 кг/м;
- диаметр валика d1 = 9,53 мм;
- ширина внутреннего звена b3 = 19,05 мм
Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 33,4 МПа [1c.91].
Число зубьев ведомой звездочки:
z2 = z1u = 214,47 = 93,87
Принимаем z2 = 93
Фактическое передаточное число
u2 = z2/z1 = 93/21 = 4,43
Отклонение фактического передаточного числа от номинального
|4,47 – 4,43|100/4,47 = 0,93% < 5%
Межосевое расстояние
ар = 0,25{Lp-0,5zc+[(Lp-0,5zc)2 – 82]0,5}
где Lp – число звеньев цепи,
zc – суммарное число зубьев,
zc =z1+z2 = 21+93 =114,
= (z2 – z1)/2 = (93 – 21)/2 =11,46
Lp = 2ap+0,5zc+2/ap = 240+0,5114+11,462/40 = 140,2
где ар = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно),
принимаем Lp = 140
ар = 0,25{140 – 0,5114+[(140 – 0,5114)2 – 811,462]0,5} = 40,0
a = app = 40,031,75 = 1270 мм.
Длина цепи
l = Lpp = 140·31,75 =4445 мм
Определяем диаметры звездочек
Делительные диаметры
dд = t/[sin(180/z)]
ведущая звездочка:
dд1 = 31,75/[sin(180/21)] = 213 мм,
ведомая звездочка:
dд2 = 31,75/[sin(180/93)] = 940 мм.
Диаметры выступов
De = p(K+Kz – 0,31/)
где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба
– геометрическая характеристика зацепления,
Кz – коэффициент числа зубьев
= р/d1 = 31,75/9,53 = 3,33,
Кz1 = ctg180/z1 = ctg180/21 = 6,63,
Кz2 = ctg180/z2 = ctg180/93 = 29,59,
De1 = 31,75(0,7+6,63 – 0,31/3,33) = 230 мм,
De2 = 31,75(0,7+29,59 – 0,31/3,33) = 958 мм.
Диаметры впадин:
Df = dд – (d1 – 0,175dд0,5)
Df1= 213 – (9,53 – 0,1752130,5) = 206 мм
Df2= 940 – (9,53 – 0,1759400,5) = 936 мм
Ширина зуба:
b = 0,93b3 – 0,15 = 0,9319,05 – 0,15 = 17,57 мм
Толщина диска:
С = b+2r4 = 17,57+21,6 = 20,8 мм
где r4 = 1,6 мм при шаге < 35 мм
Допускаемая частота вращения меньшей звездочки
[n] = 15103/p = 15103/31,75 = 472 об/мин
Условие n = 89 < [n] = 472 об/мин выполняется.
Число ударов цепи
U = 4z1n2/60Lp = 42189/60140 = 0,9
Допускаемое число ударов цепи:
[U] = 508/p = 508/31,75 = 16
Условие U < [u] выполняется.
Фактическая скорость цепи
v = z1pn2/60103 = 2131,7589/60103 = 0,99 м/с
Окружная сила:
Ft = Р2/v = 3,043·103/0,99 = 3074 H
Давление в шарнирах цепи
p = FtKэ/А,
где А – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.
А = d1b3 = 9,5319,05 = 182 мм3.
р = 30741,88/182 = 31,8 МПа.
Условие р < [p] = 33,4 МПа выполняется.
Коэффициент запаса прочности
s = Q/(kдFt+Fv+F0)
где Fv – центробежная сила
F0 – натяжение от провисания цепи.
Fv = qv2 = 3,80,992 = 4 H
F0 = 9,8kfqa = 9,83,53,81,270 = 165 H
где kf = 3,5 – для наклонной передачи (θ = 45º)
s = 89000/(13074+165+ 4) = 27,4 > [s] = 7,6 [1c.94].
Сила давления на вал
Fв = kвFt+2F0 = 1,153074+2165 = 3865 H.
где kв = 1,15 – коэффициент нагрузки вала.
Так как условия р < [p] и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.