Расчет цепной передачи. Второй механической передачей в схеме рассматриваемого привода (рисунок А.1,б) является цепная передача

Второй механической передачей в схеме рассматриваемого привода (рисунок А.1,б) является цепная передача, представленная на рисунке 5.

Рисунок 4 – Цилиндрическое зубчатое колесо

Рисунок 5 – Геометрические и силовые параметры цепной

передачи

Рисунок 6 – Конструкция ведущей звёздочки

Исходными данными для расчета цепной передачи являются следующие параметры (из пункта 6 учебного пособия):

– вращающий момент на валу ведущей звездочки (он равен моменту на третьем валу привода) Т₃ = 153·10³ Н ×мм;

– частота вращения ведущей звездочки (или частота вращения третьего вала привода) n₃ = 289 мин^–1;

– передаточное число цепной передачи u = u_Ц= 3,212.

Методику расчета цепной передачи с приводной однорядной роликовой цепью проследим на рассматриваемом примере.

Важнейшим параметром цепной передачи является предварительное значение шага цепи t^/, которое рассчитывается по допускаемому давлению в шарнире цепи по зависимости [3, с.92]:

, (41)

где К_Э – коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы реальной передачи (таблица 8) [3,4]:

. (42)

Выбрав в таблице 8 коэффициенты для условий работы рассчитываемой передачи, рассчитаем коэффициент К_Э:

.

Определим Z^/₁ – предварительное число зубьев ведущей звездочки

(43) Полученное предварительное значение Z^/₁ округляют до целого нечетного числа, что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки Z₂ и четным числом звеньев цепи L_t обеспечит более равномерное изнашивание зубьев. Принимаем Z₁ = 23. Тогда Z₂ = Z₁ × u = 23 × 3,212 = 73,88. Принимаем Z₂ =73(нечетное число).

Уточним передаточное число цепной передачи

= Z₂ / Z₁ = 73 / 23 = 3,174. (44)

Допускается отклонение от расчетного значения не более ±4 %

. (45)

Последним параметром в формуле (41) является [p] – допускаемое давление в шарнире цепи, Н/мм². Оно определяется в зависимости от скорости цепи по ряду [4]:

, м/с	0,1	0,4
[p], Н/мм^2

Если не известны дополнительные данные, то задаются предварительным значением = 2 … 3 м/с. Примем = 2,5 м/с, тогда интерполированием получаем [p] = 20 Н/мм².

Таблица 8 – Значения поправочных коэффициентов К

Условия работы передачи	Коэффициент
Обозначение	Значение
Динамичность нагрузки	Равномерная Переменная	КД	1,2…1,5
Регулировка натяжения цепи	Опорами Натяжными звездочками Нерегулируемые	КРЕГ	0,8 1,25
Положение передачи	Наклон линии центров звездочек к горизонту: угол Q £ 60^0 угол Q > 60^0	КQ	1,25
Способ смазывания	Непрерывный Капельный Периодический	КС	0,8 1,5
Режим работы	Односменная Двухсменная Трехсменная	КР	1,25 1,5

Рассчитаем по зависимости (41) шаг цепи

.

Полученное значение шага округляется до ближайшего большего стандартного значения по таблице Б.1 – t = 25,4мм.

Определим фактическую скорость цепи

(46)

Этой скорости цепи в соответствии с вышеприведенным рядом соответствует допускаемое давление [p] = 19,38 Н/мм².

Рассчитаем действительное давление в шарнире цепи

. (47)

Обязательно должно выполняться условие прочности цепи

. (48)

Для рассматриваемого примера условие (48) выполняется. В противном случае необходимо увеличить шаг цепи t (таблица Б.1) или число зубьев ведущей звездочкиZ₁ и повторить расчет.

По таблице Б.1 по шагу выбираем цепь приводную однорядную нормальной серии ПР – 25,4 – 6000 ГОСТ 13568 –75.

По условию долговечности цепи рекомендуется [3] выбирать межосевое расстояние цепной передачи при эскизной компоновке привода в интервале = (30…50) × t. Для курсовой работы можно рассчитать предварительное значение межосевого расстояния

. (49)

Определим число звеньев в цепном контуре

. (50)

Чтобы не применять переходное соединительное звено, полученное значение округляется до целого четного числа, т.е. примем L_t = 130.

После этого необходимо уточнить фактическое значение межосевого расстояния цепной передачи по формуле

Полученное значение не округлять до целого числа.

Выбранная цепь будет иметь следующую длину:

. (51)

Проверим частоту вращения ведущей звездочки по условию [3,с.96]:

. (52)

Сравним расчетное число ударов шарниров цепи о зубья звездочек в секунду с допускаемым значением [3,с.96]. Должно выполняться условие:

. (53)

Определим – расчетное число ударов цепи о зуб звездочки [3]:

. (54)

Определим – допускаемое число ударов цепи о зуб звездочки [3]:

. (55)

Видим, что 3,41 с^-1 < 20 с^-1. Следовательно, условие (53) выполняется.

Окончательной проверкой для выбранной цепи является сравнение расчетного коэффициента запаса прочности с его допускаемым значением . Должно выполняться следующее условие:

, (56)

,

где F_P – разрушающая нагрузка цепи, Н. Она зависит от шага цепи и выбирается по таблице Б.1. Для примера F_P = 60000 Н;

F_t – окружная сила, передаваемая цепью, Н, (рисунок 5)

; (57)

К_Д – коэффициент из таблицы 8;

F₀ – предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н

, (58)

где – коэффициент провисания цепи. Для горизонтальных цепных передач = 6 [3,с. 97];

m – масса одного метра цепи, кг/м. Определяется для выбранной цепи по таблице Б.1. Для разбираемого примера m = 2,6 кг/м;

а – межосевое расстояние передачи, м;

g = 9,81 м/с² – ускорение свободного падения.

Определим предварительное натяжение цепи для рассматриваемого примера

;

F_V – натяжение цепи от центробежных сил, Н

. (59)

Таким образом, фактический коэффициент запаса прочности цепи по зависимости (56) равен

.

Значение допускаемого коэффициента запаса прочности определяется по данным таблицы 9.

Условие (56) выполняется.

Определим силу давления цепи на валы F_П, Н:

. (60)

Таблица 9 – Допускаемый коэффициент запаса прочности [s] для роликовых цепей при z₁ = 15…30 [3, с. 97]

Шаг цепи, t, мм	Частота вращения ведущей звездочки n1, мин ^–1
12,7	7,1	7,3	7,6	7,9	8,2	8,5	8,8	9,4	10,0
15,875	7,2	7,4	7,8	8,2	8,6	8,9	9,3	10,1	10,8
19,05	7,2	7,8	8,0	8,4	8,9	9,4	9,7	10,8	11,7
25,4	7,3	7,8	8,3	8,9	9,5	10,2	10,8	12,0	13,3
31,75	7,4	7,8	8,6	9,4	10,2	11,0	11,8	13,4	–
38,1	7,5	8,0	8,9	9,8	10,8	11,8	12,7	–	–
44,45	7,6	8,1	9,2	10,3	11,4	12,5	–	–	–
50,8	7,7	8,3	9,5	10,8	12,0	–	–	–	–

Основные геометрические размеры звездочек показаны на рисунке 6. Расчет профиля зубьев звездочек регламентирован ГОСТ 592 – 81. Рассчитаем размеры только ведущей звездочки, так как она изображается на чертеже общего вида редуктора:

– диаметр делительной окружности ведущей звездочки , мм

; (61)

– диаметр окружности выступов ведущей звездочки , мм

, (62)

где К_z1 – коэффициент числа зубьев ведущей звездочки. Он равен

; (63)

l – геометрическая характеристика зацепления

, (64)

где d₃ = 15,88 мм– диаметр ролика цепи (выбирается по таблице Б.1).

Рассчитаем диаметр D_e1, мм, по зависимости (62)

.

Рассчитаем диаметр окружности впадин ведущей звездочки , мм

(65)

. Расчет остальных размеров ведущей звездочки приведен в таблице 10. Для расчета параметров ступицы звездочки используется диаметр выходного участка тихоходного вала редуктора d_В2, который будет получен в пункте 10 учебного пособия.

Таблица 10 – Размеры ведущей звездочки, мм

Параметр (рисунок 6)	Формула	Расчет
Ширина зуба	b = 0,93 × b3 – 0,15	b = 0,93 ×15,88 – 0,15 = 14,62
Угол скоса	g= 20^0	g= 20^0
Фаска зуба	f = 0,2 × b	f = 0,2 × 14,62 = 2,9
Радиус перехода	r = 1,6 … 2,5	Принимаем r = 1,6
Толщина диска	С = b + 2 × r	С = 14,62 + 2 ×1,6 = 17,82
Диаметр проточки	Dс= t ×ctg(180/z1) - 1,3h	Dс = 25,4 × сtg(180/23) – –1,3 × 24,2 = 153,35
Диаметр ступицы	dcт = 1,6 × dВ2	d cт = 1,6 × 34 = 54,4
Длина ступицы	Lст = (1,0…1,5) × dВ2	Lст = (1,0…1,5) × 34 = 34…51
Примечание: размеры b3, h из таблицы Б.1

Дата добавления: 2017-01-13