- •Техническое задание 11 вариант 10
- •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 зубчатых передач и определение допускаемых напряжений
- •4 Расчет закрытой цилиндрической передачи
- •5 Расчет открытой цепной передачи
- •Нагрузки валов редуктора
- •Разработка чертежа общего вида редуктора.
- •Расчетная схема валов редуктора
- •Проверочный расчет подшипников
- •9.1 Быстроходный вал
- •9.2 Тихоходный вал
- •10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/
- •10.6 Конструирование элементов открытых передач Ведущая звездочка
- •10.7 Выбор муфты
- •10.8 Смазывание.
- •11 Проверочные расчеты
- •11.1 Проверочный расчет шпонок Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по гост 23360-78.
- •11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.
- •11.3 Уточненный расчет валов
- •Содержание
5 Расчет открытой цепной передачи
Шаг цепи
где [p] = 30 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 = 1,25 – работа в две смены.
Кэ = 1,51,25∙1,25 = 2,34.
z1 – число зубьев малой звездочки,
z1 = 29 – 2u = 29 – 22,38 = 24,2,
принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 25
р = 2,8(157,51032,34/2530)1/3 = 22,1 мм
Принимаем ближайшее большее значение р= 25,4 мм:
- разрушающая нагрузка Q = 60,0 кН;
- масса одного метра цепи q = 2,6 кг/м;
- диаметр валика d1 = 7,92 мм;
- ширина внутреннего звена b3 = 15,88 мм
Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 30,3 МПа [1c.91].
Число зубьев ведомой звездочки:
z2 = z1u = 252,38 = 59,5
Принимаем z2 = 59
Фактическое передаточное число
u2 = z2/z1 = 59/25 = 2,36
Отклонение фактического передаточного числа от номинального
Δu = (2,38 – 2,36)100/2,38 = 0,8% допустимо 3%
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 = 25+59 = 84,
= (z2 – z1)/2 = (59 – 25)/2 = 5,41.
Lp = 2ap+0,5zc+2/ap = 240+0,584 + 5,412/40 = 122,7
где ар = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно),
принимаем Lp = 122
ар = 0,25{122 – 0,584+[(122 – 0,584)2 – 85,412]0,5} = 39,6
a = app = 39,625,4 = 1006 мм.
Длина цепи
l = Lpp = 122·25,4 = 3098 мм
Определяем диаметры звездочек
Делительные диаметры
dд = t/[sin(180/z)]
ведущая звездочка:
dд1 = 25,4/[sin(180/25)] = 202 мм,
ведомая звездочка:
dд2 = 25,4/[sin(180/59)] = 477 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 = 25,4/7,92 = 3,21,
Кz1 = ctg180/z1 = ctg180/25 = 7,92,
Кz2 = ctg180/z2 = ctg180/59= 18,76,
De1 = 25,4(0,7+7,92 – 0,31/3,21) = 216 мм,
De2 = 25,4(0,7+18,76 – 0,31/3,21) = 492 мм.
Диаметры впадин:
Df = dд – (d1 – 0,175dд0,5)
Df1= 202 – (7,92 – 0,1752020,5) = 192 мм
Df2= 477 – (7,92 – 0,1754770,5) = 465 мм
Ширина зуба:
b = 0,93b3 – 0,15 = 0,9315,88 – 0,15 = 14,62 мм
Толщина диска:
С = b+2r4 = 14,62+21,6 = 17,82 мм
где r4 = 1,6 мм при шаге < 35 мм
Допускаемая частота вращения меньшей звездочки
[n] = 15103/p = 15103/25,4 = 591 об/мин
Условие n = 238 < [n] = 591 об/мин выполняется.
Число ударов цепи
U = 4z1n2/60Lp = 425190/60120 = 2,6
Допускаемое число ударов цепи:
[U] = 508/p = 508/25,4 = 20
Условие U < [u] выполняется.
Фактическая скорость цепи
v = z1pn2/60103 = 2525,4190/60103 = 2,01 м/с
Окружная сила:
Ft = Р2/v = 3,134·103/2,01 = 1556 H
Давление в шарнирах цепи
p = FtKэ/А,
где А – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.
А = d1b3 = 7,9215,88 = 126 мм3.
р = 15562,34/126 = 28,9 МПа.
Условие р < [p] = 30,3 МПа выполняется.
Коэффициент запаса прочности
s = Q/(kдFt+Fv+F0)
где Fv – центробежная сила
F0 – натяжение от провисания цепи.
Fv = qv2 = 2,62,012 =11 H
F0 = 9,8kfqa = 9,862,61,006 = 154 H
где kf = 6 – для горизонтальной передачи.
s = 60000/(11556+11+154) = 34,8 > [s] = 8,6 [1c.94].
Сила давления на вал
Fв = kвFt+2F0 = 1,151556+2154 = 2097 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.