регистрация / вход

Кинематический и силовой расчет привода

Министерство образования и науки Российской Федерации Филиал Ухтинского Государственного Технического Университета в г. Усинске Контрольная работа

Министерство образования и науки

Российской Федерации

Филиал Ухтинского Государственного Технического

Университета в г. Усинске

Контрольная работа

по теории механизмов и машин

ТММ 72 00 00 00Р

Зачетная книжка № 012300

Зачтено« » ................................................................................. 2004 г

Преподаватель

Выполнил студент

Группы РЭНГМ – 00 14.04.2004г.


1 Задание на контрольную работу № 1

По заданию 2 и варианту 7 для схемы привода изображенной на рисунке 1, решить следующие задачи:

- выбрать асинхронный э/двигатель,

- вычислить скорость вращения, мощность и крутящий момент для каждого из валов привода,

- рассчитать клиноременную передачу,

- рассчитать зубчатую тихоходную цилиндрическую передачу,

- рассчитать цепную передачу.

Рисунок 1 -схема привода

1,2,3,4,5, -соответственно валы э.двигателя быстроходный , промежуточный, и тихоходный редуктора и выходной вал привода, 6- э.двигатель ,7- ременная передача , 8 и 9-соответственно быстроходная и тихоходная зубчатая передачи редуктора 10-цепная передача.

Мощность Р5 и частота вращения n5 выходного вала привода равны соответственно 18 кВт и 50 об/мин.

1.2.Кинематический и силовой расчет привода.

2.1 Выбор электродвигателя

2.1.1 Требуемая мощность электродвигателя(2, стр.4)

Ртр5 /η (2.1)

где Р5 - мощность на выходе привода, кВт

η – КПД привода

η=η(р) · η(з)2 · η(п)4 · η(ц) (2.2)

где η(р), η(з), η(п), η(ц) – соответственно КПД ременной, зубчатой цилиндрической, пары подшипников качения и цепной передачи.

Руководствуясь рекомендациями (2, стр.5) принимаем

η(з) = 0,97, η(ц) = 0,95, η(п) = 0,99, η(р) = 0,96

После подстановки численных значений параметров в формулы (2.2) и ( 2.1) получим:

η = 0,96 * 0,972 * 0,994 * 0,95 = 0,87

Ртр = 18/0,87 = 20,69 кВт

2.1.2. С учетом требуемой мощности Ртр = 20,69 кВт рассмотрим возможность выбора асинхронных двигателей серии 4А с номинальными мощностями Рн = 18,5 кВт и Рн = 22 кВт. Для первого перегрузка составляет (20,69 - 18,5) * 100%/20,69 = 10,6% при допустимой перегрузке 5%. Далее его не рассматриваем. Для второго недогрузка не более 5,9%.

Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода i(ср), вычисленное по примерно средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач. Возьмем (2, стр.7) эти значения для зубчатой конической цилиндрической, ременной и цепной передач соответственно i(ср.з.т) = 3, i(ср.з.б) = 3, i(ср.р) = 3, i(ср.ц) = 3.

После перемножения получим в результате:

i(ср) = 34 = 81

При таком передаточном отношении привода потребуется двигатель с частотой вращения:

n = i(ср) * n5 = 81 * 50 = 4050 об/мин

2.1.3. Окончательно выбираем (3, стр.328) ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 4А180S2УЗ со следующими параметрами:

1. Номинальная мощность: Рн = 22 кВт

2. Номинальная частота вращения:

nн = nс * (1-S/100) = 3000 * (1 – 2,1/100) = 2937 об/мин

где скольжение S = 2,1%, синхронная частота вращения nс = 3000 об/мин

3. Отношение пускового момента к номинальному Тпн = 1,4

2.2. Передаточные отношения привода и отдельных его передач

Общее передаточное отношение привода при частоте вращения входного вала привода n1 = nн

i(общ.) = n1 /n5 = nн /n5 (2.3)

где n5 – частота вращения выходного вала привода.

Расчет по формуле (2.3) даёт:

i(общ.) = 2937/50 = 58,74

примем (2, стр.6) передаточные отношения

1 .Для ременной передачи - i(p) = 3

2.Для зубчатой (быстроходной) цилиндрической передачи - i(з,б) = 3

З.Для зубчатой(тихоходной) цилиндрической передачи - i(з,т) = 3

Тогда на долю цепной передачи остается передаточное отношение

i(ц) = i(общ)/(i(p) * i(з.б) * i(з.т)) = 58,74/33 = 2,18

2.3. Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода .

2.3.1. Частоты вращения валов

n1 = nн = 2937 об/мин

n2 = n1 /i(p) = 2937/3 = 979 об/мин

n3 = n2 /i(з.б) = 979/3 = 326.33 об/мин

n4 = n3 /i(з.т) = 326.33/3 = 108.8 об/мин

n5 = n4 /i(ц) = 108.8/2.18 = 50 об/мин

Примечание: здесь и далее параметры, относящиеся к валам привода, обозначены числовыми индексами, соответствующими нумерации валов на схеме привода

2.3.2. Угловые скорости валов

ω1 = π * n1 /30 = 3.14 * 2937/30 = 307.4 рад/с

ω2 = ω1 /i(p) = 307.4/3 = 102.47 рад/с

ω3 = ω2 /i(з.б) =102,47/3 = 34,16 рад/с

ω4 = ω3 /i(з.т) = 34,16/3 = 12,56 рад/с

ω5 = ω4 /i(ц) = 12,56/2,72 = 4,6 рад/с

2.3.3. Мощности на валах привода

Р1 = Ртр = 20,69 КВт

Р2 = Р1 * η(р) * η(п) = 20,69 * 0,96 * 0,99 = 19,7 кВт Р3 = Р2 * η(з) * η(п) = 19,7 * 0,97 * 0,99 = 18,9 кВт Р4 = Р3 * η(з) * η(п) = 18,9 * 0,97 * 0,99 = 18,2 кВт

Р5 = Р4 * η(ц) * η(п) = 18,2 * 0,95 * 0,99 =17,1 кВт


2.3.4. Моменты на валах привода

Т1 = Р1 / ω1 = 20,69 * 103 /307,4 = 67,3 Н * м Т2 = Р2 / ω2 = 19,7 * 103 / 102,47 =192,3 Н * м Т3 = Р3 / ω3 = 18,9 * 103 /34,16 = 553,3 Н * м Т4 = Р4 / ω4 = 18,2 *103 /12,56 = 1449 Н * м Т5 = Р5 / ω5 = 17,1 * 103 /4,6 = 3717 Н * м

2.3.5. Максимальные моменты при перегрузках на валах

Т1 max = T1 * 1,4 = 67,3 * 1,4 = 94,22 Н * м

Т2 max = Т2 * 1,4 = 192,3 * 1,4 = 269,22 Н * м

T3 max = Т3 * 1,4 = 553,3 * 1,4 = 774,62 Н * м

T4 max = Т4 * 1,4 = 1449 * 1,4 = 2028,6 Н * м

T5 max = Т5 * 1,4 = 3717 * 1,4 = 5203,8 Н * м

2.3.6. Результаты расчетов, выполненных в подразделе2.3. сведены в таблицу

2.1. Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода.

N вала

По рис 1.

n,

об/мин

ω,

рад/сек

Р, кВт

T,

Н * м

Тmax , Н*м

1

2937

307.4

20.69

67.3

94.22

2

979

102.47

19.7

192.3

269.22

3

326.33

34.16

18.9

553.3

774.62

4

108.8

12.56

18.2

1449

2028.6

5

50

4.6

17.1

3717

5203.8


3.Расчет клиноременной передачи.

Из раздела 2 заимствуем следующие данные

P1 = 20,69 кВт

n1 = 2937 об/мин

iр = 3

Т1 = 67,3 Н * м

В зависимости от частоты вращения малого шкива и передаваемой мощности выбираем по монограмме (2.С.134) клиновой ремень сечения А,с площадью поперечного сечения F=81 мм2

Определяем диаметр меньшего шкива d1 (2.c.l30)

d1 >=3*(T1 )1/3

d1 = 3 * (67300)1/3 = 121,86 мм

по ГОСТу принимаем d1 = 125 мм

Определяем диаметр большего шкива d2 и согласуем с ГОСТ:

d2 = ip * d1 * (1 – ε) = 3 * 125 * (1 – 0,015) = 369 мм

где ε – коэффициент упругого скольжения

по ГОСТу принимаем d2 = 400 мм

при этом фактическое передаточное отношение

ip = d2 /(d1 * (1 – ε)) = 400/(125 * (1 – 0,015)) = 3,05

Расхождение составляет (3,05 – 3)/3 * 100% = 1,6%

что меньше допускаемых обычно 3%

Выбираем межосевое расстояние арем

арем = 600 мм (это не противоречит условию) (d1 + d2 ) ≤ арем ≤ 2,5(d1 + d2 )

525 ≤ арем ≤ 1312,5

Определяем длину ремня L:

L = 2 * арем + (π/2) * (d1 + d2 ) + (d2 – d1 )2 /(4 * арем ) =

= 2 * 600 + (3,14/2) * (125 + 400) + (400 – 125)2 /(4 * 600) = 2056 мм

Из (2.стр.121) L = 2000 мм

Соответствующее этой длине межосевое расстояние

арем = 0,25 * ((L – w) + ((L – w)2 – 2y))1/2

где

w = 0,5 * π * (d1 + d2 )

y = (d2 – d1 )2

После подстановки получаем

w = 0,5 * 3,14 * (400 + 125) = 824,25 мм

y = (400 – 125)2 = 75625 мм

арем = 0,25 * ((2000 – 824,25) + ((2000 – 824,25)2 – 2 * 75625))1/2 = 596 мм

Найдем угол охвата меньшего шкива (2.стр.130)

φ ≈ 180о – ((d2 – d1 )/арем ) * 60о = 180о – ((400 – 125)/596) * 60о = 152о

окружное усилие передаваемое одним клиновым ремнем сечения Б (интерполируя)

Р0 = 155 + (177 – 155)/5 * 2 = 159,4 Н

Допускаемое окружное усилие на один ремень

[Р] = Р0 * Сα * СL * Ср

Сα = 1 – 0,003 * (180 – φ) = 1 – 0,003 * (180 – 152) = 0,916 (2.стр.135)

Коэффициент учитывающий влияние длины ремня

СL = 0,3 * L/L0 + 0,7 = [L0 = 1700] = 0,3 * 2000/1700 + 0,7 = 1,05

Ср = 1

[Р] = 159,4 * 0,916 * 1 * 1,05 = 153,3 Н

скорость v = 0,5 * ω1 * d1 = 0,5 * 307,4 * 125 * 0,001 = 19,2 м/с

окружное усилие

Р = Р1 /v = 20690/19,2 = 1077 Н

расчётное число ремней

Z = P/[Р] = 1077/153.3 = 7.02 = 7

Примем предварительно напряжение от предварительного натяжения σ0 = 1,6 Н/мм

Предварительное натяжение каждой ветви ремня вычисляется по формуле (2.стр.136)

S0 = σ0 * F = 1,6 * 81 = 130 H

Усилие действующее на валы

РВХ = 2 * S0 * Z * sin(φ/2) = 2 * 130 * 7 * sin(152o /2) = 1766 H


1. Задание на контрольную работу №2

На основании результатов решения задачи предыдущей контрольной работы расcчитать следующие передачи привода :

- расcчитать зубчатую тихоходную цилиндрическую передачу

- расcчитать цепную передачу

2. Расчет тихоходной цилиндрической передачи редуктора.

2.1. Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения.

2.1.1. Для зубчатых колес назначаем дешевую углеродистую качественную конструкционную сталь 45 по ГОСТ 1050-80. После улучшения материал колес должен иметь нижеследующие механические свойства, (2,с.34)

Шестерня Колесо

Твердость НВ 230...260 НВ 200...225

Предел текучести σТ , не менее 440 МПа 400 МПа

Предел прочности σb , не менее 750 МПа 690 МПа

2.1.2. Допускаемое контактное напряжение при расчете зубьев и общем случае (2,стр.33)

н ] = σн lim в * KHL /[SH ] (4.1)

где σн lim в – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;

КHL – коэффициент долговечности;

[SH ] – коэффициент безопасности.

Для стальных колёс с НВ 350 (2,стр.27)

σн lim в = 2НВ + 70 (4.2)

Коэффициент долговечности (2,стр.33) КHL = 1

если взять [SH ] = 1,15 (2.стр.33), то расчет по формулам (4.1), (4.2) дает

н ]1 = (2НВ + 70) * КHL /[SH ] = (2 * 230 + 70) * 1/1,15 = 461 МПа (4.3)

н ]2 = (2НВ + 70) * КHL /[SH ] = (2 * 200 + 70) * 1/1,15 = 409 МПа (4.4)

В частном случае для косозубых передач допускаемое контактное напряжение при расчете на выносливость (2.стр.85)

н ] = 0,45 * ([σн ]1 + [σн ]2 ) (4.5)

при соблюдении условия [σн ] < 1,23 * [σн ]мин

где [σн ]1 и [σн ]2 – соответственно допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса вычисленные по формуле (4.1).

Расчёт по формуле (4.5) даёт

н ] = 0,45 * (461 + 409) = 391,5 МПа

н ] < 1,23 * [σн ]мин = 409 МПа условие выполняется

2.1.3. Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колес зависит от предела текучести σт и вычисляется по формуле

н ]max = 2,8 * σт (4.6)

при σт = 400 МПа (берётся минимальное значение для колеса)

н ]max = 2,8 * 400 = 1120 МПа

2.1.4. Допускаемые напряжения изгиба при проверочном расчете зубьев на выносливость вычисляются по формуле /3,с.190/

F ] = σFlim в * КFL * KFC /[SF ] (4.7)

где σFlim в – предел выносливости материала зубьев при нулевом цикле, соответствующего базовому числу циклов;

КFL – коэффициент долговечности при расчёте зубьев на изгиб;

КFC – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зубья (в случае реверсивной передачи);

[SF ] – допускаемый коэффициент безопасности (запаса прочности).

По рекомендациям (2,стр.43-45) берём:

для заданных сталей

σFlim в 1 = 1,8 * НВ = 1,8 * 230 = 414 МПа

σFlim в 2 = 1,8 * НВ = 1,8 * 200 = 360 МПа

при одностороннем нагружении зубьев, КFC = 1 (привод не реверсивный) [SF ] = 1,75

КFL = (NFO /NFE )1/ m (4.8)

где m – показатель корня;

NFO – базовое число циклов;

NFE – эквивалентное число циклов.

Для колёс с твердостями зубьев до и более НВ 350 коэффициент m равен соответственно 6 и 9. Для всех сталей принимается NFO = 4·106 . Для обоих колес NFE имеет те же численные значения, что и NHE (см.п.2.1.2.). Оба эти значения (для шестерни – 70*107 , для колеса – 21*107 ) больше NFO = 4*106 , поэтому КFL = 1 (3,стр.191,192).

Расчёт по формуле (4.7) даёт соответственно для шестерни и колеса

F ]1 = 414/1,75 = 236,6 МПа

F ]2 = 360/1,75 = 205,7 МПа

2.1.5. Допускаемое напряжение изгиба при расчете зубьев на кратковременные перегрузки для сталей с твердостью менее НВ 350

н ]max = 0,8*σт (4.9)

Расчёт по этой формуле (см.п.2.1.1.) даёт для шестерни и колеса соответственно

F ]max 1 = 0.8*440=352 МПа

F ]max 2 = 0.8*400=320 МПа

2.2.Расчёт геометрических параметров быстроходной зубчатой передачи.

Межосевое расстояние передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев (2,стр.32)

аw = Ка *(u+1)*((T4 *Kн b )/( [σн ]2 *u2ba ))1/3 (2.10)

где Ка - коэффициент, равный 49,5 и 43 для прямозубых и косозубых колес соответственно;

u - передаточное число зубчатой пары, u = 3, (передача понижающая);

Т4 - момент на колесе /на большем из колес/, T4 = 1449 H*м

Кн b - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, Кн b = 1,25;

н ] – допускаемое контактное напряжение, [σн ] = 391,05 МПа;

φba - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, φba = 0,5;

В итоге расчёт по формуле (2.10) даёт

аw = 43*(3+1)*((1449*103 *1,25)/(391,52 * 32 * 0,5))1/3 = 237 мм

Межосевое расстояние округляем до стандартного значения (3,стр.30)

аw = 224 мм

нормальный модуль (2,стр.36)

mн = (0,01…0,02)* аw = (0,01…0,02)*224 =3,36 мм

Из стандартного ряда модулей (3,стр.30) берем mн = 3,5 мм

Назначим угол наклона зубьев β = 40о (2,стр.37). Тогда число зубьев шестерни

Z1 = 2* аw *cosβ/((u+1)*mн ) = 2*224*cos40o /(3+1)*3.5 = 24.5

Примем Z1 = 26, тогда число зубьев колеса

Z2 = Z1 * i(з) = 26*3 = 78

Уточненное значение cosβ = (Z1 +Z2 )*mн /(2* аw ) = (26+78)*3.5/(2*224) = 0.8125

Отсюда β = arccos(0.8125) = 36o

При Z1 = 26 подрезание зубьев исключается, т.к. условие неподрезания (2,стр.38)

Zмин = 17*cos2 β<Z1 = 18 соблюдено, что видно из расчёта.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно

d1 = (mн *Z1 )/cosβ = 1.25*26/cos36o = 40 мм

d2 = (mн *Z2 )/cosβ = 1.25*78/cos36o = 144 мм

Диаметры вершин зубьев

da 1 = d1 +2mн = 40+2*3.5 = 47 мм

da 2 = d2 +2mн = 144+2*3,5 = 151 мм

ширина колеса (берем колесо как нераздвоенное) b≤φba *aw = 0.5*224 = 112 мм.

Примем b = 110

Принимаем ширину каждого колеса b2 = 55

Шестерни возьмем шире колес на 4 мм

b1 = b2 +4 = 55+4 = 59 мм

2.3. Проверочный расчёт прочности зубьев быстроходной передачи.

2.3.1. Расчётное контактное наряжение (2,стр.31)

σн =270/ aw *(Т*Кн *(u+1)3 /(b*u2 ))1/2 ≤ [σн ] (2.11)

где Кн – коэффициент нагрузки;

b – ширина колеса (нераздвоенного);

Окружная скорость колес

vδ = ω3 *d1 /(2*103 )=34.16*40/2000=0.68 м/с

При такой скорости назначаем восьмую степень точности (2,стр.32)

Коэффициент нагрузки (2,стр.32) при проверочном расчёте на контактную прочность

Кннαнβн v (2.12)

где Кнα – коэф., учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

Кнβ - коэф., учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (по ширине венца);

Кн v - коэф., учитывающий дополнительные динамические нагрузки.

По рекомендации (2,стр.39,40) назначаем:

Кнα =1,07 при восьмой степени точности Кнβ =1,06

твердости зубьев менее НВ 350; Кн v =1 v<5м/с и 8 степени точности

По формуле (2.12)

Кннαнβн v = 1,07*1,06*1 = 1,136

Ширину колеса (нераздвоенного) берем в расчёт минимальную, т.е. b=110 мм

Момент на колесе Т4 = 1449 Н*м расчёт по формуле (2.11) даёт

σн =270/224*(1449*103 *1,136*(3+1)3 /(110*32 ))1/2 =372,4 МПа

что меньше допускаемого напряжения [σн ]=391,5 МПа

2.3.2. Расчёт зубьев на контактную прочность по формуле (2.11) при кратковременных перегрузках моментом T4max=2028.6 Н*м дает

σн =270/224*(2028,6*103 *1,136*(3+1)3 /(110*32 ))1/2 =1035 МПа

что меньше допускаемого[σн ]=1120 МПа

2.3.3.Напряжения изгиба зубьев цилиндрических колес при проверочном расчёте на выносливость вычисляются по формуле (2,стр.46)

σF =Ft *KF *YF *Yβ *K /(b*mн )<[σF ] (2.13)

Ft – окружная сила, Н;

KF – коэф. нагрузки;

YF – коэф. формы зуба;

Yβ – коэф., компенсирующий погрешности, возникающие из-за применения для косых зубьев той же расчётной схемы, что и для прямых;

K – коэф., учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

b – ширина колеса, находящаяся в зацеплении (минимальная), мм;

mн - модуль нормальный, мм.

В зацеплении колес (раздвоенного колеса) тихоходной передачи действуют следующие силы(2,стр.158)

окружная Ft = T3 *2/d1 =2*553.3*103 /40=27665 H

радиальная Fr = Ft *tg α/cos β = 27665*tg20o /cos36o =12447 H

осевая Fa = Ft *tg β = 27665*tg36o = 20098 H

Коэффициент нагрузки (2,стр.42)

KF = K *KFv (2.14)

где K – коэф., учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;

KFv – коэф., учитывающий дополнительные динамические нагрузки (коэф.динамичности).

Примем K =1,11 (2,стр.43) с учётом, что твердость колеса менее НВ 350,.

Назначим KFv =1,1, учитывая дополнительно, что окружная скорость v = 0,8 м/с, а степень точности принята восьмая.

Тогда по формуле (2.14)

KF = 1,11*1,1 = 1,23

Без расчётов, руководствуясь только рекомендацией (2,стр.46), возьмем K = 0,92

коэффициент Yβ – определим по формуле (2,стр.46)

Yβ = 1-β/140 = 1-36о /140 = 0,74

β – вычисленный уже ранее угол наклона зубьев

YF – коэф. формы зуба зависит от эквивалентного числа зубьев (2,стр.46), которое составляет

для шестерни Zv 1 = Z1 /cos3 β = 26/cos3 36 = 49

для колеса Zv 2 = Z2 /cos3 β = 78/cos3 36 = 145

Для эквивалентных чисел зубьев соответственно шестерни и колеса находим (2,стр.42)

YF 1 = 3,7 YF 2 = 3,6

Подстановка подготовленных численных значений в формулу (2.13) дает для шестерни и колеса соответственно

σF 1 = 27665*1,23*3,7*0,74*0,92/(224*3,5) = 109 МПа

σF 2 = 27665*1,23*3,6*0,74*0,92/(224*3,5) = 106 МПа

Это значительно меньше вычисленных допускаемых напряжений

F ]1 = 236,6 МПа

F ]2 = 205,7 МПа

Напряжения изгиба при кратковременных перегрузках вычисляются также по формуле (2.13), куда вместо окружной силы рассчитанной для длительно передаваемой мощности, следует подставить окружную силу при кратковременных перегрузках

Ft max = T3 max /d1 = 774.62*103 /40 =19365 H

После подстановки в формулу (2.13) получаем при перегрузках соответственно для шестерни и колеса напряжения изгиба

σFmax 1 = 19365*1,23*3,7*0,74*0,92/(224*3,5) = 76 МПа

σFmax 2 = 19365*1,23*3,6*0,74*0,92/(224*3,5) = 74 МПа

Эти напряжения значительно меньше вычисленных допускаемых напряжений

F ]max 1 =352 МПа

F ]max 2 =320 МПа

2.3.5. Геометрические параметры колес тихоходной зубчатой передачи, обоснованные в результате расчётов, сведены в таблицу.

Параметры

Шестерня

Колесо

Межосевое расстояние, мм

224

Нормальный модуль, мм

3.5

3.5

Угол наклона зубьев, град.

36

36

Число зубьев

26

78

Направление зубьев

левое

правое

Делительные диаметры, мм

40

144

Диаметры вершин зубьев, мм

47

151

Ширина венцов колёс, мм

59

55

Расчёт цепной передачи.

Выбираем для передачи цепь приводную роликовую ПР по ГОСТ 13568-75

Числа зубьев (3,стр.84)

Z1 = 31-2*I = 31-2*2.72 = 26

Z2 = Z1 *I = 26*2.72 = 71

Допускаемое среднее давление примем ориентировочно по табл. 5.15 (3,стр.85)

[р] = 37 Н/мм2 , чтобы вычислить Кэ по формуле принимаем kд = 1,25; ka = 1; kн = 1;

kp = 1.25; kcm = 1.5; kп = 1

получим

Кэ = 1,252 *1,5 = 2,33

число рядов m = 1

Следовательно

t = 2.8*((T4э /(Z1 *[р]*m)1/3 = 2.8*(1449*1000*2.33/(26*46))1/3 = 39.5 мм

Ближайшее стандартное значение по таблице 5.12 (3,стр.82) t = 38.1 мм

соответственно F = 473 мм2 ; Q = 12700 кгс; q = 5,5 кг/м.

По табл. 5.14 (3,стр.84) условие [n4 ]≥n4 выполнено

Условное обозначение цепи: Цепь –ПР-19.05-3180 ГОСТ 13568-75

Определим скорость цепи

V = z1 *t*n4 /60000=26*38.1*108.8/60000=1.8 м/с

Окружное усилие

Р = Р4 /V = 18,2*1000/1,8 = 8402 Н

Проверяем среднее давление

р = Р*Кэ /F = 8402*2,33/473 = 37,83

Уточняем по табл. 5.15 (3,стр.85) при 55 об/мин [р] = 36,4 Н/мм2 (получено интерполированием) умножая согласно примечанию наёденное значение на поправочный множитель Кz = 1+0,01(z1 -17) получим

[р] = 36,8*(1+0,01(26-17)) = 40,11 Н/мм2

Таким образом р<[р] , следовательно выбранная цепь по условию надёжности и износостойкости подходит.

Выполним геометрический расчет передачи:

принимаем межосевое расстояние

а = 40*t; at = a/e = 40

Для определения числа звеньев Lt находим предварительно суммарное число зубьев

Z = Z1 +Z2 = 26+71 = 97

Поправку ∆ = (Z2 -Z1 )/(2*π) = (71-26)/(2*3.14) = 7.16

По формуле(3,стр.84)

Lt = 2*at +0.5*Z+∆2 /at = 2*40+0.5*97+7.162 /40 = 129.8

Уточняем межосевое расстояние по формуле (3,стр.84)

а = 0.25*t*[Lt -0.5*Z+((Lt -0.5*Z)2 -8*∆2 )]1/2 =

= 0.25*38.1*[129.8-0.5*97+((129.8-0.5*97)2 -8*7.162 )]1/2 = 1016 мм

Для обеспечения свободного провисания цепи следует предусмотреть уменьшение а на 0,4%, т.е. на 1016*0,004 = 4 мм

Делительный диаметр меньшей звездочки по формуле (3,стр.82)

dд 1 = t/(sin180/Z1 ) = 38.1/(sin(180/26)) = 316 мм

большей звездочки

dд2 = t/(sin180/Z2 ) = 38.1/(sin(180/71)) = 861 мм

наружные диаметры по формуле (3,стр.84)

De1 = t/(sin180/Z1 )+1.1*d1 = 38.1/(sin(180/26))+1.1*22.23 = 339 мм

здесь d1 – диаметр ролика по табл. 5.12 (3,стр.82) d1 = 22,23

De2 = t/(sin180/Z2 )+0,96*t = 38.1/(sin(180/71))+0.96*38.1 = 896 мм

силы действующие на цепь

окружная Р = 8402 Н

центробежная Рv = q*v2 = 5.5*1.82 = 17.82 H

от провисания Pf = 9.819*kf*q*a = 9.81*1.5*5.5*1.013 = 82 H

здесь kf = 1,5 при расположении цепи под углом 45о расчетная нагрузка на валы

Рв = Р+2*Pf = 8402+2*82 = 8566 H

проверяем коэф. запаса прочности по формуле (3,стр.86)

n = 9.81*Q/(P+Pv+Pf) = 9.81*12700/(8402+17.82+82) = 14.65

что значительно больше нормативного [n] = 10. Следовательно, условие прочности выбранной цепи также удовлетворительно.

Список литературы.

1. Задания к расчетным и контрольным работам по теории механизмов и машин Ухта 2003 г.

2. С.А. Чернавский и др. „КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ МАШИН" Москва. „ Машиностроение" , 2-е изд. Переработанное и дополненное.1988г.

З. С.А. Чернавский и др. „КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ МАШИН", Москва. „ Машиностроение "1979г.

4. П.Г. Гузенков. „Детали машин " издание третье . Москва „высшая школа", 1982г.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ  [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий