Реферат: Основы конструирования: Проектирование привода общего назначения содержащего цепную передачу
2. Расчет цепной передачи
2.1. Передаточное число передачи
u = 3
2.2. Принимаем число зубьев для ведущей звездочки Z1= 25 таб. 11.4 [1]
тогда Z2 = Z1* u
Z2 = 25 * 3 = 75
2.3. Выбираем цепь таб. 7.2 [2]
Цепь втулочная однорядная ГОСТ 10947-64, параметры:
| Шаг t |
D, мм |
d, мм | b, мм | B, мм |
Bв, мм |
Qв , кг | q, кг/м |
| 9,525 | 5 | 3.59 | 8.8 | 10.95 | 7.6 | 1100 | 0.44 |
Маркировка Цепь ПВ-9.525-1100 ГОСТ 10947-64
2.4. Определяем делительные диаметры окружностей звездочек:
Dn = t / (sin (180/Zn)) ,мм
где t - шаг цепи, Zn - число зубьев.
Подставляем значения.
D1 = 9.525/sin 7.2 = 76 ,мм
D2 = 9.525/sin 2.4 = 227.4 ,мм
2.5. Определяем наружные диаметры звездочек:
Da = t / (tg (180/Zn)) ,мм
где t - шаг цепи, Zn - число зубьев.
Подставляем значения.
Da1 = 9.525/tg 7.2 = 81.1 ,мм
Da2 = 9.525/tg 2.4 = 232.9 ,мм
2.6. Определяем межосевое расстояние:
amin = (Da1+Da2)/2 + (30...50) ,мм
amin = 81.1+232.9 / 2 +50 = 207 ,мм
2.7. Определяем число звеньев цепи:
w = (Z1+Z2)/2 + 2amin/t + (Z2-Z1/2p)2 * t/amin
где t - шаг цепи, Zn - число зубьев, amin - межосевое расстояние ,мм.
w = 100/2 + 414/9.525 + (50/2p)2 * 9.525/207 = 96.37 = 96
jk
2.8. Уточняем межосевое расстояние:
a = t/4 * (w - Z2+Z2 /2 + Ö (w-Z1+Z2/2)2 - 8 * (Z2-Z1/2p)2 ) ,мм
где t - шаг цепи, Zn - число зубьев, w - число звеньев цепи.
a = 9.525/4 * (96-50*Ö(96-50)2-8 * (50/2p)2 ) = 205 ,мм
2.9. Определяем среднюю скорость цепи:
u = (Z1* t * n1) / (60 * 1000) ,м/с
u = (Z2* t * n2) / (60 * 1000) ,м/с
где t - шаг цепи, n - частота вращения .
u = (25 * 9.525 * 137) / 60000 = 0.54 ,м/с
u = (75 * 9.525 * 46) / 60000 = 0.54 ,м/с
2.10. Определяем число ударов цепи при набегании на зубья звездочек или
при сбегании с них:
ni = Zi * ni / 30 * w ,1/c
где t - шаг цепи, Zn - число зубьев, ni - частота вращения на валу.
n1 = 25 * 137 / 30 * 96 = 1.2
n2 = 75 * 46 / 30 * 96 = 1.2
2.11. Определим натяжение цепи от центробежных сил:
Su = qu2
где q - масса одного метра цепи ,кг/м.
Su = 0.44 * 0.542 = 0.128
2.12. Oпределим натяжение от провисания цепи:
Sq = Kf * q * a* g
где : Kf - коэффициент зависящий от положения межосевой линии
Kf = 6 для горизонтальных передач.
q - масса 1м цепи,кг
Sq = 6 * 0.44 * 9.8 * 0.2 = 5.1
2.13. Окружное усилие в передаче.
P = N*103 / u н,
где N - передаваемое усилие, u - средняя скорость цепи.
P = 8.75 *103 / 0.54 = 16203 ,н
2.14. Проверка цепи на износ, по среднему давлению в шарнирах.
p = P * kэ / F ,н/мм2
где kэ определяется как произведение:
kэ = kд * kА * kн * kрег * kс * kреж ;
kд - коэффициент учитывающий днамичность нагрузки, при спокойной
нагрузке kд = 1
kА - коэффициент учитывающий межосевое расстояние = 1
kрег - коэффициент учитывающий способ регулировки натяжения цепи,
натяжение - положением одной из звездочек kрег = 1
kн - коэффициент учитывающий наклонность расположения передачи
передача - горизонтальная kн = 1
kс - коэффициент учитывающий влияние способа смазки
смазка - периодическая kс = 1.5
kреж - коэффициент учитывающий продолжительность работы
работа - в две смены kреж = 1.25
kэ = 1*1*1*1*1.5*1.25 = 1.875
F - проекция опорной поверхности шарнира в мм2. Для втулочной цепи.
F = B*d*m,
где m - число заходов = 1;
B и d - см. табл. параметров цепи.
F = 1.95 * 0.359 = 0.7
p = 16203 * 1.875 / 0.7 = 43400.9 н/мм2;
2.15. Определим усилие, действующее на вал, с учетом усилия от провисания
цепи.
R = P + 2*Sq,
где Sq - усилие от провисания цепи.
P - окружное усилие.
R = 16203 + 2 * 5.1 = 16213.2 ,н
3. Расчет зубчатых передач.
Для расчета зубчатой передачи выбираем наиболее нагруженные зацепле-
ния. Первое зацепление шестерня 1 и колесо 3 и второе зацепление шестерня 7
и колесо 10.
3.1. Таблица исходных данных при расчетных зацеплениях:
Табл. 3.1.
|
n1 об/мин |
n2 об/мин |
n3 об/мин |
i1x3 |
i7x10 |
| 725 | 483 | 172.5 | 1.5 | 2.8 |
3.2. Для обеспечения меньших габаритов коробки скоростей выбираем
для обеих пар зубчатых колес сталь с повышенными механическими качества
ми: для шестерен Z1 и Z7 - сталь 40Х; sв=880н/мм2; sт=690н/мм2; термообра-
ботка - улучшение; НВ = 257. Для зубчатых колес Z3 и Z10сталь той же марки,
термообработка - нормализация sв=690н/мм2 ; sт=440н/мм2; НВ=200.
3.3. Пределы выносливости при симметричном цикле изгиба для материалов
шестерен по формуле:
s-1’ » 0.35sв + (70¸120) н/мм2
для материала колес:
s-1’’» 0.35sв + (70¸120) н/мм2
подставим значения:
s-1’ » 0.35*880 + (70¸120) =378¸428 н/мм2
s-1’’ » 0.35*690 + (70¸120) = 311¸361 н/мм2
Принимаем s-1’ = 410 н/мм2 и s-1’’ = 320 н/мм2
3.4. Допускаемые напряжения изгиба зубьев высчитываем по формуле:
[s0]u’=(1.5*s-1) / ([n]*kpu ) н/мм2
для шестерен, принимая: [n]=1.5, ks = 1.6 и kpu = 1, напряжение составит:
[s0]u’=(1.5*410) / (1.5*1.6) = 256 н/мм2
для колес, принимая: [n]=1.5, ks = 1.5 и kpu = 1, напряжение составит:
[s0]u’’=(1.5*320) / (1.5*1.5) = 214 н/мм2
3.5. Допустимые контактные напряжения для колес Z3 и Z10 при коэффи-
циенте kpk = 1 вычисляются по формуле:
[s]k = 2.75 HB*kpk н/мм2
[s]k = 2.75 * 200 = 550 н/мм2
3.6. Определим вращающие моменты на валах коробки скоростей.
M = N/w н*м.
Ведущий вал:
М = 8.75 * 103 / 75.9 = 115.3 н*м.
Ведущий вал:
М = 8.75 * 103 / 75.9 = 115.3 н*м.
Ведущий вал:
М = 8.75 * 103 / 75.9 = 115.3 н*м.
3.7. Выполним расчет для зубчатого зацепления 1x3.
3.7.1. Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности поверхности зубьев.
Ат = ( i + 1) * Ö (340/[s]k)2 * Мрш / (yA* i * kn ),
где i = 1.5, приняв предварительно К=1.5 , получим:
Мрш = К*Мш = 1.5 * 172.4 = 259.4 ,н*м.
где yА = В/А - коэффициент ширины, принимаем = 0.2
kn = 1, передача прямозубая.
После подстановки значений получим:
Ат = ( 1.5 + 1) * Ö (340/550)2 * 259.4*103 / (0.2*1.5 *1 ) = 170.8 ,мм
Принимаем по ГОСТу 2185-66 Ат = 160 мм (см. табл. П11 [2])
3.7.2. Определяем число зубьев и модуль зацепления.
m = (0.01 ¸ 0.02)*Aт ,мм
m = (0.01 ¸ 0.02)*160 = 1.6 ¸ 3.2 ,мм
Принимаем m = 3 мм (ГОСТ 9563-60), см. табл. 3.2 [2]
Число зубьев шестерни определяем по формуле:
Z = 2Ат / m(1+i)
где m - модуль зубчатого колеса,
Ат - межосевое расстояние мм,
i - передаточное отношение
Z1 = 2*160 / 3*(1+1.5) = 42
Число зубьев колеса
Z2 = Z1 * i = 42 * 1.5 = 64
3.7.3 Определяем основные размеры зубчатой пары по формулам:
dд1 = m * Z1 = 3 * 42 = 126 ,мм
dд2 = m * Z2 = 3 * 64 = 192 ,мм
B1 = B2 + 5 = 40 + 5 = 37 ,мм
B2 = yA * Aт = 0.2 * 160 = 32 ,мм
De1 = dд1 + 2m = 126 + 6 = 132 ,мм
De2 = dд2 + 2m = 192 + 6 = 198 ,мм
Di1 = dд1 - 2.5m = 126 - 7.5 = 118.5 ,мм
Di2 = dд2 - 2.5m = 192 - 7.5 = 184.5 ,мм
где m - модуль зубьев,
y - коэффициент отношения ширины колеса к диаметру.
3.7.4. Окружная скорость колеса:
n = p*dд2*n / 60 ,м/сек
где n - частота оборотов на валу колеса = 483 об/мин
n = p*0.192*483 / 60 = 4.8 м/сек
При такой скорости и твердости материалов зубчатых колес менее НВ 350
назначаем 9-ю степень точности изготовления зубьев зубчатых колес
см. табл. 3.9. [2].
3.7.5. Уточняем коэффициент нагрузки по формуле:
К = Ккц * Кдин ;
где Ккц - коэффициент концентрации нагрузки. Кдин - динамический
коэффициент. При В/dд = 37 / 126 = 0.3 , Ккц = 1.3 , Кдин = 1.5
К = 1.3 * 1.5 = 1.9
3.7.6. Проверяем расчетные контактные напряжения при принятых разме-
рах передачи и уточненной величине коэффициента нагрузки:
sk = 340/A * Ö Мрш( i+1)3 / (B*i*kn), н/мм2
