- •1. Выбор двигателя и кинематический и силовой расчет привода
- •2. Выбор типа зубьев зубчатых передач
- •3. Выбор степени точности изготовления зубчатых колес
- •4. Выбор термообработки и материала для изготовления зубчатых колес и валов редуктора
- •5. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес
- •6. Определение допускаемых напряжений
- •7. Проектный расчет передачи по условию контактной выносливости зубьев колес
- •8. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность.
- •9. Проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба
- •10. Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок
- •11. Геометрический расчет зацепления конической зубчатой передачи
- •12. Определение усилий в зацеплении зубчатых колес
- •13. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес
- •14. Выбор конструкции устройства для контроля уровня смазочного материала в корпусе редуктора
- •15. Расчет цепной передачи
- •16. Подбор муфт
- •17. Предварительный расчет быстроходного вала редуктора.
- •18. Проектировочный расчет быстроходного вала редуктора
- •19. Предварительный расчет тихоходного вала
- •20. Проектировочный расчет тихоходного вала редуктора
- •20. Уточненный расчет быстроходного вала
15. Расчет цепной передачи
Исходные данные:, частота вращения малой звездочки nзв1=1425 мин-1, передаточное число u=2.5, характер нагрузки - умеренные толчки, угол наклона линии центров передачи к горизонту-0.
Назначаем число зубьев меньшей звездочки z1 в зависимости от передаточного числа и по таблице 11.28 [1, стр. 211]. Причем желательно применение нечетной числа зубьев звездочки, особенно z1 что сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу передачи.
При u=2.5 принимаем z1=27.
Определяем число зубьев большей звездочки z2 из условия:
Принимаем z2=67.
Определение фактического значения передаточного числа передачи uф= z2 /z1 и его относительное отклонение u, %, от необходимого значения u, величина которого должна удовлетворять следующему условию:
uф=z2 /z1 = 67/27 = 2,48. Тогда
Что является допустимым, следовательно, нет необходимости в коррекции принятых значений чисел зубьев звездочек. В дальнейшем расчете можно использовать необходимое значение передаточного числа u.
Назначаем шаг цепи по условию р ≤ рmax , где рmax- наибольший
рекомендуемый шаг цепи, определяем по таблице 11.29 [1, стр. 211] в зависимости от n и z1 при z1=27 и nзв1=1425 мин-1 . Принимаем рmax=12,7 мм, ближайший меньший по ГОСТ 13568-75.
Определение расчетного (среднего) значения V м/с, скорости движения цепи будем вести по зависимости:
м/с.
Рассчитаем окружное усилие:
Н.
Найдем разрушающую нагрузку цепи:
,
где – коэффициент динамической нагрузки, выбираемый в зависимости от характера нагрузки ( =1.2, так как характер нагрузки - умеренные толчки); - натяжение цепи от действия центробежных сил на
звездочках; - натяжение цепи от провисания холостой ветви.
Так как силы и малы по сравнению с то с достаточной
степенью точности ими можно пренебречь.
Допускаемый коэффициент запаса статической прочности цепи [S], выбираем по [1] в таблице 7.4 в зависимости от n и р. При заданных величинах имеем [S]=12.8, тогда
Н.
По ГОСТ 13568-75 (Основные параметры приводных роликовых цепей)
принимаем цепь с . При Н назначаем цепь
ПР-12,7-9000-2 имеющую шаг р = 12,7 и разрушающую нагрузку 9000Н
d = 3,66мм; В = 5,8мм; A оп= 3,66*5,8=21,2 мм2
Определение расчетной (средней) величины q МПа, давления в шарнирах цепи:
,
Допускаемое давление: , где [q] - допускаемое давление в шарнирах цепи, полученное при испытаниях типовой передачи в средних условиях эксплуатации, принимают в зависимости от шага цепи p и частоты вращения n ([1] табл. 1.7.3). При p=12,7 мм и nзв1=1425 мин1
имеем [q]=20 МПа.
Коэффициент, учитывающий различие условий эксплуатации и типовых условий испытаний цепей:
,
где - коэффициент динамической нагрузки, для заданного характера нагрузки =1.2; - коэффициент межосевого расстояния а, =1 при α=(З0...50)р; - коэффициент наклона передачи к горизонту, =1, так как угол наклона линии центров передачи к горизонту-0ْ ; - коэффициент регулировки передачи, =1.25, так как передача без регулировки ; - коэффициент смазки, при периодической смазке =1.5.
Таким образом ,
МПа,
МПа.
Следовательно, данная цепь не проходит по значению давления в шарнирах. Выбираем цепь ПР-12,7-18200-1 по ГОСТ 13568-75.
d = 4,45мм; В = 8,9мм; A оп= 39,6 мм2
Таким образом, принимаем цепь ПР-12,7-18200-1
Определяем межосевое расстояние передачи:
Так как к габаритам передачи не предъявляются особые требования требования, то выбираем в пределах а=(30...50)р. Ориентировочно принимаем а=40р=40.12,7=508 мм.
Длина цепи, выраженная в числах звеньев цепи:
Четное число звеньев позволяет не принимать специальные соединительные звенья, кроме этого, в сочетании с нечетным количеством зубьев звездочек способствует более равномерному износу элементов передачи. Принимаем 128.
Для обеспечения долговечности цепи должно соблюдаться условие:
,
где е - число ударов цепи в секунду; [е] - допускаемое число ударов в секунду, принимаемое по таблице [1, стр.214] в зависимости от шага цепи. При выбранном р= 12,7 мм имеем [е]=60, тогда
,
то есть цепь будет иметь достаточную долговечность.
Уточняем межосевое расстояние передачи:
Определение номинального ( при котором отсутствует провисание цепи) значение аном межосевого расстояния передачи и номинальное значение амон монтажного межосевого расстояния, представляющее собой округленное до ближайшего меньшего целого числа Nmin расчетное значение аном :
Принимаем монтажное межосевое расстояние передачи:
.
Оценим возможность резонансных колебаний цепи:
Следовательно, резонансные колебания цепи отсутствует.
Определяем нагрузку на валы передачи:
С достаточной степенью точности можно принимать, что нагрузка на вал направлена по линии центров передач и составляет Н, так как угол наклона линии центров передачи к горизонту-0ْ.
Определение делительных диаметров звездочек:
d= .
мм,
мм.
Убедимся в правомочности допущения
=qm.v2=0.62.8.12= 40.6782, что составляет 15% от Ft
Даже при горизонтальной передаче Ff = Кf . a . qm . q= 64,8484
Цепь выбрана с запасом, поэтому удовлетворяет уточненному разрывному усилию.
Выбор марки смазочного материала шарниров цепи:
Выберем периодическое (через 80...110 ч) пластичное внутришарнирное смазывание, осуществляемое погружением предварительно промытой в керосине цепи в подогретый до жидкого состояния пластичный смазочный материал.
Так как для смазывания шарниров цепи выбран пластичный смазочный материал, то его марку можно назначить в зависимости от условий работы цепи. Примем марку смазочного пластичного материала: Солидол - С ГОСТ 4366-64.
Выбор группы точности изготовления звездочек:
Группа точности изготовления звездочек I, так как скорость цепи
3,65 м/с, которая соответствует 1 степени точности звездочек с профилем зубьев по ГОСТ 59169.
С целью унификации производства выберем материал из которого будут изготавливать звездочки, такой же как и материал валов и зубчатых колес – сталь 40Х.