- •Содержание
- •Техническое задание 11
- •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
- •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 Конструктивная компоновка привода
- •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
- •Технический уровень редуктор Условный объем редуктора
- •Масса редуктора
- •Литература
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 – работа в одну смену.
Кэ = 1,51,25 = 1,88.
z1 – число зубьев малой звездочки,
z1 = 29 – 2u = 29 – 23,16= 22,7,
принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 23
р = 2,8(109,21031,88/2330)1/3 = 18,7 мм
Принимаем ближайшее большее значение р= 19,05 мм:
- разрушающая нагрузка Q = 31,8 кН;
- масса одного метра цепи q = 1,9 кг/м;
- диаметр валика d1 = 5,94 мм;
- ширина внутреннего звена b3 = 12,70 мм
Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 30,3 МПа [1c.91].
Число зубьев ведомой звездочки:
z2 = z1u = 233,16 = 72,68
Принимаем z2 = 73
Фактическое передаточное число
u2 = z2/z1 = 73/23 = 3,17
Отклонение фактического передаточного числа от номинального
Δu = (3,16– 3,17)100/3,16= 0,3% допустимо 4%
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 = 23+73 = 96,
= (z2 – z1)/2 = (73 – 23)/2 = 7,96.
Lp = 2ap+0,5zc+2/ap = 240+0,596 + 7,962/40 = 129,5
где ар = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно),
принимаем Lp = 130
ар = 0,25{130 – 0,596+[(130 – 0,596)2 – 87,962]0,5} = 40,2
a = app = 40,219,05 = 765 мм.
Длина цепи
l = Lpp = 130·19,05= 2476 мм
Определяем диаметры звездочек
Делительные диаметры
dд = t/[sin(180/z)]
ведущая звездочка:
dд1 = 19,05/[sin(180/23)] = 140 мм,
ведомая звездочка:
dд2 = 19,05/[sin(180/73)] = 443 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 = 19,05/5,94 = 3,21,
Кz1 = ctg180/z1 = ctg180/23 = 7,3,
Кz2 = ctg180/z2 = ctg180/73= 23,23,
De1 = 19,05(0,7+7,3 – 0,31/3,21) = 151 мм,
De2 = 19,05(0,7+23,23 – 0,31/3,21) = 454 мм.
Диаметры впадин:
Df = dд – (d1 – 0,175dд0,5)
Df1= 140 – (5,94 – 0,1751400,5) = 136 мм
Df2= 443 – (5,94 – 0,1754430,5) = 440 мм
Ширина зуба:
b = 0,93b3 – 0,15 = 0,9312,70 – 0,15 = 11,66 мм
Толщина диска:
С = b+2r4 = 11,66+21,6 = 14,86 мм
где r4 = 1,6 мм при шаге < 35 мм
Допускаемая частота вращения меньшей звездочки
[n] = 15103/p = 15103/19,05 = 787 об/мин
Условие n = 190 < [n] = 787 об/мин выполняется.
Число ударов цепи
U = 4z1n2/60Lp = 423190/60130 = 2,2
Допускаемое число ударов цепи:
[U] = 508/p = 508/19,05 = 27
Условие U < [u] выполняется.
Фактическая скорость цепи
v = z1pn2/60103 = 2319,05190/60103 = 1,38 м/с
Окружная сила:
Ft = Р2/v = 2173·103/1,38 = 1574 H
Давление в шарнирах цепи
p = FtKэ/А,
где А – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.
А = d1b3 = 5,9412,70 = 75 мм3.
р = 15741,88/75 = 29,5 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 = 1,91,38 2 = 3,6 H
F0 = 9,8kfqa = 9,861,90,765 = 85 H
где kf = 6 – для горизонтальной передачи.
s = 31800/(11574+ 3,6+85) = 19,1 > [s] = 8,0 [1c.94].
Сила давления на вал
Fв = kвFt+2F0 = 1,151574+285 = 1980 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.