Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин

Подождите немного. Документ загружается.

Продолжение

табл.

5.5

Тип ремня

Поли-

клино-

вой

Сечение:

/„.

мм

710

1600

2240

Диаметр

меньшего

шкива ^р

мм

100

112

125

140

180

200

224

0,65

0,7

0,76

0,85

0,88

0,92

0,95

0,97

1,9

2,2

2,3

2,54

2,7

2,9

7,1

7,7

8,5

0,90

0,98

1,06

1,18

1,25

1,3

1,35

1,38

2,57

2,96

3,2

3,53

3,76

4,04

9,57

10,56

11,67

Скорость ремня v, м/с

1,4

1,55

1,65

1,86

2,0

2,05

2,15

2,2

3,9

4,5

5,0

5,5

5,9

6,3

14,5

16,3

18,0

2,4

2,7

2,9

3,4

3,6

3,7

3,9

4,0

6,4

7,6

8,6

9,6

10,4

11,0

24,0

27,7

31,3

3,2

3,6

4,0

4,6

4,9

5,2

5,4

5,6

7,9

9,7

11,2

12,7

13,9

15,0

30,2

35,8

41,2

3,7

4,3

4,8

5,7

6,0

6,4

6,7

6,9

8,3

10,8

12,7

14,7

16,3

17,8

32,8

38,3

47,5

—

4,9

5,3

6,4

6,9

7,3

8,0

9,2

—

13,0

15,3

17,4

19,2

31,8

40,4

49,5

—

6,8

7,4

7,9

8,7

9,1

—

17,0

19,0

24,2

35,4

46,3

12.

Определить допускаемую мощность, передаваемую одним

клиновым ремнем или поликлиновым ремнем с десятью клиньями

[/^J, кВт: [P]=[PJC С С,С- клиновым ремнем; [PJ=[/>JC С С,-

поликлиновым, где [Р^ — допускаемая приведенная мощность,

передаваемая одним клиновым ремнем или поликлиновым ремнем

с десятью клиньями, кВт, выбирается интерполированием из табл.

5.5 в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости V, м/с, и

диаметра ведущего шкива flf,, мм (см. пп. 1, 3, 10); С — попра-

вочные коэффициенты (см. табл. 5.2).

13.

Определить количество клиновых ремней или число клинь-

ев поликлинового ремня z

комплект клиновых ремней число клиньев поликяинового ремня

где

Р^^^

— номинальная мощность двигателя, кВт (см. табл. 2.5);

[Р^ — допускаемая мощность, передаваемая ремнями, кВт (см. п. 12).

В проектируемых передачах малой и средней мощности реко-

мендуется принять число клиновых ремней z

из-за их неодинако-

вой длины и неравномерности нафужения; число клиньев поли-

клинового ремня выбирают по табл. К31.

При

необходимости уменьшить расчетное количество ремней

(чис-

ло

клиньев) Z следует увеличить диаметр ведущего

шкива

или перей-

ти на

большее сечение

ремня.

14.

Определить силу предварительного натяжения /Jj, Н:

одного клинового ремня

^50 PC

/:=•

поликлинового ремня

850Л. С,

^0 vC С

где значения v, м/с;

Р^^^,

кВт; z см. 5.1, пп. 10, 13; С, С^, С, см.

табл. 5.2.

15.

Определить окружную силу, передаваемую комплектом кли-

новых ремней или поликлиновым ремнем F. Н:

Р '10'

ГУ НОМ

РГ V ^

где значения

Р^^^,

кВт и t>, м/с, см. п. 14.

16.

Определить силы натяжения ведущей

и ведомой

вет-

вей,

Н:

одного клинового ремня

F=F —^ •

2 0 2Z '

поликлинового ремня

^2=^0-

где значения

и /), Н; z см. пп. 10, 14, 15.

17.

Определить силу давления ремней на вал

F^^,

Н:

F^^=2F^Zsin^ комплекта клиновых ремней; /^=2/'^5т-

поликлинового ремня.

Проверочный расчет

18.

Проверить прочность одного клинового или поликлинового

ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви

а^^^,

Н/мм2

(см. 5.1, п. 17).

19.

Составить табличный ответ к задаче 5 (табл. 5.6).

Таблица 5.6. Параметры клиноременной (поликлиноременной) передачи, мм

Параметр

Тип ремня

Сечение ремня

Количество ремней

(число клиньев) z

Межосевое расстояние а

Длина ремня /

Угол обхвата малого шки-

ва а,, град.

Значение Параметр

Частота пробегов ремня f/,

1/с

Диаметр ведущего шкива

Диаметр ведомого шкива

Максимальное напряжение

о^,,^, Н/мм^

Предварительное натяжение

ремня f,^, Н/мм-

Сила давления ремня на вал

1 оп'

Значение

Характерные ошибюн при расчете ременных передач:

Неправильные вычисления.

Неточность интерполирования при пользовании таблицами.

Неправильно определена допускаемая приведенная мощность

[Р^],

передавае-

мая одним клиновым или поликлиновым ремнем с десятью клиньями.

Неправильно выбраны коэффициенты С^, С^, С^, Q, С,, С^, С^.

Неправильно определены и выбраны оптимальное количество клиновых рем-

ней или ребер поликлинового ремня

Z-

6. Неточность пользования номограммами для выбора требуемого сечения ремня.

Неправильно выбран рекомендуемый диаметр ведущего щкива

d^.

Расчет передач зацеплением

В проектируемых приводах открытые передачи зацеплением яв-

ляются второй ступенью. К ним относятся зубчатые (цилиндри-

ческие и конические) передачи и цепные передачи однорядной

роликовой цепью по ГОСТ 13568—75 (табл. К32). Расчет передач

зацеплением приводится в два этапа: первый— проектный с целью

определения геометрических параметров

передачи,

второй —

прове-

рочныйрасчет

зубьев зубчатых передач

на

выносливость

по контакт-

ным и

изгибным напряжениям

и цепи цепной

передачи

на

прочность

износостойкость (рис. 4.1, 4.3, 5.5).

5.3.

Расчет открытых (цилиндрических и конических)

зубчатых передач

Расчет открытых зубчатых передач проводят аналогично расчету

закрытых зубчатых передач в такой последовательности:

Определить силовые и кинематические характеристики пере-

дачи по табл. 2.5 (см. задачу 2).

Выбрать материалы зубчатой пары и определить допускаемые

контактные и изгибные напряжения (см. задачу 3).

Выполнить проектный и проверочный расчеты передачи (см.

задачу 4).

5.4. Расчет цепной передачи

Прое1сгный расчет

Определить шаг цепи р, мм:

Р>2.%ф1^,

где а) Г, — вращающий момент на ведущей звездочке (равный Т^

на тихоходном валу редуктора), Н

•

м (см. табл. 2.5);

б) /Г — коэффициент эксплуатации, который представляет со-

бой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитываю-

щих различные условия работы передачи (табл. 5.7):

Таблица 5.7. Значения поправочных коэффициентов К

Динамичность

нагрузки

Регулировка

межосевого рас-

стояния

Положение пе-

редачи

Способ смазы-

вания

Режим работы

Равномерная

Переменная или толчкообразная

Передвигающимися опорами

Нажимными звездочками

Нерегулируемые передачи

Наклон линии центров

звездочек к горизонту, град

6 =

0...40

е = 40...90

е<60

е>бо

Непрерывный (в масляной ванне или

от насоса)

Капельный

Периодический

Односменная

Двухсменная

Трехсменная

Коэффициент

обозначе-

ние

К,

значение

1,2...1,5

0,8

1,25

1,15

1,05

1,25

0,8

1,5

1,25

1,5

Рис.

5.5. Геометрические и силовые параметры цепной передачи

Таблица 5.8. Допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей [pj, Н/мм^

Шаг цепи р, мм

12,7;

15,875

19,05;

25,4

31,75;

38,1

44,45;

50,8

при частоте вращения меньшей звездочки /;,, об/мин

200

31,5

400

28,5

600

23,5

17,5

800

18,5

1000

22,5

16,5

1200

17,5

1600

18,5

в) z^ — число зубьев ведущей звездочки

Zr^9-2u,

где и — передаточное число цепной передачи (см. табл. 2.5).

Полученное значение z^ округлить до целого нечетного числа,

что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки Zj

(см.

п. 2) и четным числом звеньев цепи / (см. п. 5) обеспечит

более равномерное изнашивание зубьев;

г) [Рц] — допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм^ зави-

сит от частоты вращения ведущей звездочки л,, об/мин (равной

частоте вращения п^ тихоходного вала редуктора — см. табл. 2.5),

ожидаемого шага цепи и выбирается интерполированием из табл.

5.8. Допускаемое давление [pj можно предварительно определить

и по скорости цепи v , м/с, полагая, что она будет того же поряд-

ка, что и скорость тягового органа рабочей машины (см. ТЗ):

t»,

м/с,

[/7 1, Н/ММ2

0,1

0,4

д)

—

ЧИСЛО

рядов цепи. Для однорядных цепей типа ПР v =1.

Полученное значение шага р округлить до ближайшего стандарт-

ного по табл. К32.

Определить число зубьев ведомой звездочки:

г,^.

Полученное значение

округлить до целого нечетного числа.

Для предотвращения соскакивания цепи максимальное число зу-

бьев ведомой звездочки ограничено:

<120.

Определить фактическое передаточное число и^ и проверить

его отклонение

от заданного и:

Ф г,

Аи

100%

<4%.

Определить оптимальное межосевое расстояние а, мм. Из

условия долговечности цепи а =(30...50)/?, где р — стандартный шаг

цепи (см. 5.4. п. 1) Тогда

ci=—

=30...50

—

межосевое расстояние

в шагах.

Определить число звеньев цепи /:

(,= 4+"""!"+ ^, •

Полученное значение

округлить до целого четного числа.

6. Уточнить межосевое расстояние а в шагах:

а =0,25

{/,-0,5

(z,+z,) +J[/p-0,5(z,+Z,)]^-8(^)|

Полученное значение

а^

не округлять до целого числа.

Определить фактическое межосевое расстояние а, мм:

Значение а не округлять до целого числа. Так как ведомая (сво-

бодная) ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01 а, то для

этого при монтаже передачи надо предусмотреть возможность

умень-

шения действительного межосевого расстояния на

0,005

а. Таким

образом, монтажное межосевое расстояние

а^=

0,995А.

8. Определить длину цепи /, мм:

1 = 1

р.

Полученное значение / не округлять до целого числа.

9. Определить диаметры звездочек, мм.

Диаметр делительной окружности:

ведущей звездочки ведомой звездочки

, .

180**

, / . 180°

d^=p/sm

—

;

d^=p/sm

— .

Диаметр окружности выступов:

ведущей звездочки ведомой звездочки

где K=OJ

—

коэффициент высоты зуба; К — коэффициент числа

зубьев: К^= ctg (180у^^) — ведущей звездочки,

К^^=

ctg(1807z2)

—

ведомой звездочки; х = p/d^ — геометрическая характеристика за-

цепления (здесь

— диаметр ролика шарнира цепи — см. табл.

К32).

Диаметр окружности впадин:

ведущей звездочки ведомой звездочки

Проверочный

расчет

10.

Проверить частоту вращения меньшей звездочки

п^,

об/мин:

где /7р — частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин

(на этом валу расположена меньшая звездочка), — см. табл. 2.5;

[A2]J=15-

W/P — допускаемая частота вращения. Здесь р — в мм.

11.

Проверить число ударов цепи о зубья звездочек U,

с~^:

U<[U\,

где f/=

4z^n^/(60l^)

— расчетное число ударов цепи;

[U\ = 508/р

—

допускаемое число ударов. Здесь/? — b мм.

12.

Определить фактическую скорость цепи v, м/с:

V='

60-lO^

где значения Zp р, мм; Лр об/мин, см. 5.4. пп. 1, 10.

13.

Определить окружную силу, передаваемую цепью /), Н:

PrW

где Pj — мощность на ведущей звездочке (на тихоходном валу ре-

дуктора), кВт (см. табл. 2.5); v, м/с (см. п. 12).

14.

Проверить давление в шарнирах цепи р^, Н/мм^:

где а) значения К^; /), Я, см. пп.1, 13;

б) А — площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм^:

А =

d^b^,

где d^w

Ь^

— соответственно диаметр валика и ширина внутреннего

звена цепи, мм (см. табл. К32);

в) допускаемое давление в шарнирах цепи [/?J уточняют в соот-

ветствии с фактической скоростью цепи v, м/с (см. 5.4, п. 1, г).

Пригодность рассчитанной цепи определяется соотношением

Р ^[pj- Перегрузка цепи (p^>[pj) не

допускается.

В таких случаях

можно

взять цепь типа ПР с

большим шагом

р и

повторить

проверку

давления

р^

шарнире;

либо увеличить

число зубьев ведуи^ей

звездочки

рассчитываемой

цепи и

повторить расчет

передачи,

15.

Проверить прочность цепи. Прочность цепи удовлетворяется

соотношением S >[S], где [S]

—

допускаемый коэффициент запаса

прочности для роликовых (втулочных) цепей (см. табл. 5.9); S —

расчетный коэффициент запаса прочности,

FK-^K+f

где г) F — разрушающая нафузка цепи, Н, зависит от шага цепи

р и выбирается по табл. К32;

б) /; — окружная сила, передаваемая цепью, Н (см. п. 13);

К^

—

коэффициент, учитывающий характер нафузки (см. п. 1);

Таблица 5.9. Допускаемый коэффициент запаса прочности [S]

для роликовых (втулочных) цепей при ^,=15...30

Шаг р, мм

12,7

15,875

1 19,05

25,4

31,75

38,1

44,45

50,8

7,1

7,2

7,3

7,4

7,5

7,6

7,7

100

7,3

7,4,

7,8

8,1

8,3

Частота вращения меньшей звездочки t

200

7,6

7,8

8,3

8,6

8,9

9,2

9,5

300

7,9

8,2

8,4

8,9

9,4

9,8

10,3

10,8

400

8,2

8,6

8,9

9,5

10,2

10,8

11,4

500

8,5

8,9

9,4

10,2

11,8

12,5

—

;,, об/мин

600

8,8

9,3

9,7

10,8

11,8

12,7

—

800

9,4

10,1

10,8

13,4

—

1000

10 1

10,8

11,7

13,3

—

в)

— предварительное натяжение цепи от провисания ведо-

мой ветви (от ее силы тяжести), Н,

/;= K^gag,

где ^— коэффициент провисания; К^=6 — для горизонтальных

передач; К^= 3

—

для передач, наклонных к горизонту до 40°;

К^=

—

для вертикальных передач; q

—

масса 1 м цепи, кг/м (см.

табл. К32); а — межосевое расстояние, м (см. п. 7);

9,81

м/с^ —

ускорение свободного падения;

г) F^ — натяжение цепи от центробежных сил, Н; Fj=qv^, где

V, м/с — фактическая скорость цепи (см. п. 12).

16.

Определить силу давления цепи на вал F^, Н:

оп в / О'

где ^g — коэффициент нагрузки вала (см. табл. 5.7). При ударной

нагрузке табличное значение к^ увеличить на 10... 15%.

17.

Составить табличный ответ к задаче 5 (табл. 5.10).

В графе «Примечание» указать результат выполнения условий

проверочного расчета.

Характерные ошибки при расчете цепной передачи:

Неправильные вычисления.

Неправильно выбраны поправочные коэффициенты К и определен коэффи-

циент эксплуатации А'^.

Неправильное интерполирование при выборе допускаемого давления в шар-

нирах цепи [pj и коэффициента запаса прочности [S\.

Несоразмерность единиц f^; А; [pj при определении расчетного давления

р^^.

Таблица

5.10.

Параметры цепной передачи,

мм

Проектный расчет

Параметр

Тип цепи

Шаг цепи р

Межосевое

расстояние а

Длина цепи /

Число звеньев /

Число зубьев звездочки:

ведущей ^,

ведомой ^

Сила давления цепи на

вал F , Н

оп'

Значение Параметр

Диаметр делительной

окружности звездочек:

ведущей

d^^

ведомой ^32

Диаметр окружности

выступов звездочек:

ведущей

D^^

ведомой /)^2

Диаметр окружности

впадин звездочки:

ведущей /)„

ведомой /),2

Проверочный расчет

Параметр

Частота вращения ведущей звездочки

л,,

об/мин

Число ударов цепи U

Коэффициент запаса прочности S

Давление в щарнирах цепи р^, Н/мм^

Допускаемое

значение

Расчетное

значение

Значение

Примечание

ЗАДАЧА 6

НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Цель: 1. Определить силы в зацеплении редукторной передачи.

Определить консольные силы.

Построить силовую схему нагружения валов.

Общие положения.

Редукторные валы испытывают два вида деформации—изгиб и

кручение. Деформация кручения на валах возникает под действи-

ем вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и

рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в

зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консоль-

ными силами со стороны открытых передач и муфт.

6.1.

Определение сил в зацеплении закрытых передач

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические

косозубые редукторы с углом наклона зуба р = 8...16^ конические

редукторы с круговым зубом — р = 35\ червячные редукторы с

углом профиля в осевом сечении червяка 2а = 40° (см. рис. 13.11).

Угол зацепления принят а = 20^

На рис. 6.1...6.3 даны схемы сил в зацеплении цилиндричес-

кой, конической и червячной передач при различных направлени-

ях наклона зубьев (витка червяка) и вращения двигателя. За точку

приложения сил принимают полюс зацепления в средней плоско-

сти колеса (червяка).

Значения сил определить по табл. 6.1.

6.2. Определение консольных сил

В проектируемых приводах конструируются открытые зубчатые

цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями, а

также ременные и цепные передачи, определяющие консольную

нагрузку на выходные концы валов. Кроме того, консольная на-

грузка вызывается муфтами, соединяющими двигатель с редукто-

ром или редуктор с рабочей машиной.

Схема сил в зацеплении открытых зубчатых прямозубых передач

такая же, как и для закрытых (исключая силу F^ в цилиндричес-

ком прямозубом зацеплении); угол зацепления а =20*^ (см. рис.

6.1,

6.2).

Определение направления консольных сил со стороны передач

гибкой связью и муфт

F^^,

F^ см, 6.3, п. 7.

Значения консольных сил определить по табл. 6.2.