Расчет геометрических параметров цепной передачи

ВЫПОЛНЕНИЕ РАСЧЕТОВ

ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН

И ИХ ОФОРМЛЕНИЕ

 

(Практические занятия, курсовое проектирование

 

 

ЧАСТЬ 3

Расчет ременной передачи. Подбор муфты.

Расчет цепной передачи.

 

(В комментариях Ваганова А. Б.)

 

2009 г

 

ЗАНЯТИЕ-5-6

 

Расчет ременной передачи

 

По заданию передача с клиновым ремнем нормального сечения.

Расчет произведен в соответствии с методикой, изложенной в [5], и примером [6, c.7, п.3.1 и 3.2].

 

Передаваемая мощность

 

Передаваемая мощность определим по формуле, кВт, [5, c.7]

 

P = P_nomC_p , (1.18)

 

где P_nom = P_дв¢= кВт – номинальная мощность привода;

C_p – коэффициент динамичности нагрузки [5, c.25] : режим работы тяжелый, k_С = – работа односменная : C_p = ;

 

P = = кВт.

 

Рекомендуемые сечения нормальных клиновых ремней

 

Рекомендуемые сечения нормальных клиновых ремней при P = кВт и n₁ = мин^-1 [5, c.24] – А и В(Б).

 

Таблица 1.13. Размеры клиновых ремней [5, c.22], (рисунок 1.7)

Наименование параметров	Сечение ремня
А	В(Б)
1 Расчетная ширина ремня WP , мм
2 Ширина большого основания W , мм
3 Высота ремня Т, мм
4 Расстояние от нейтрального слоя y0, мм	2,8	4,0
5 Площадь сечения А , мм2
6 Масса 1 м ремня mп, кг	0,1	0,18
7 Минимальный диаметр шкива d1min , мм
8 Класс кордшнуровых ремней	II	II

 

 

 

Рисунок 1.7. Сечение ремня

Рисунок 1.8. Компоновка ременной передачи

Обозначено: 1 двигатель; 2 ременная передача; 3 редуктор; 4 муфта; 5 приводной барабан; 6 рама

 

 

Межцентровое расстояние

 

Межцентровое расстояние по ГОСТ 1284.3–96 [5, c.9]

 

0,7 (d₁ + d₂ ) < а < 2 (d₁ + d₂ )

 

может быть представлено как

 

0,7d₁(1 + i) < а < 2 d₁(1 + i), (1.19)

 

где i = 1,56 (в таблице 1.3 – это u_Р¢) – передаточное отношение ременной передачи.

В соответствии с принятой схемы компоновки определяем

а¢ = мм.

Из соотношения (1.19) при i = 1,56 и а¢ = мм следует

< d₁ < мм.

С другой стороны, d_1min = 90 и 125 мм, а также d₁ должен вписываться в габарит двигателя, т.е. d₁£ d₃₀ (d₃₀ = 246 мм). Это условие ( < мм) выполняется. Кроме того, чем больше диаметры шкивов, тем выше долговечность ремней.

Исходя из сказанного, для сравнительного расчета принимаем шкивы с диаметрами по трем вариантам :

 

Вариант
d1, мм
d2¢= i d1_, мм	218,4	249,6	280,8
d2 по ГОСТ, мм

 

 

Округляя, принимаем а¢ = 420 мм.

 

 

Общие расчетные данные для ремней

 

Общие расчетные данные для обоих сечений ремней представлены в таблице 1.14.

Таблица 1.14. Общие параметры для сечений ремней А и В (Б)

П а р а м е т р ы	Результаты при d1 , мм	Приме-чание
наименование	источник
1 Фактическое i	d2 / [d1(1 - x)]	1,62	1,58	1,57	x = 0,01
2 Скорость ремня v1, м/c	p d1n1 / (6×104)	10,48	11,98	13,48
3 Угол обхвата a1, град	180 – 57(d2 – d1) / a_	168,6	167,8	166,4	> 110 0
4 Длина ремня : w q LP¢, мм LP, мм	p (d1 + d2)
(d2 – d1)2 / 4
2а + w + q / а..				а = 420 мм
округление по ГОСТ
5 Частота пробегов m, с-1	103v1 / LP	5,24	5,65	6,02	< 20
6 Межцентровое рассто- яние anom , мм	0,25 [ LP - w + Ö (LP - w)2 - 8 q ]				£ а¢= 426
7 Регулирование а , мм: увеличение D1, мм ; уменьшение D2, мм : сечение А сечение В (Б) ход D , мм сечение А сечение В (Б)
³ S1LP				S1 = 0,025
³ S2LP + 2WP				S2 = 0,009
³ D1 + D2

 

 

Анализ результатов

 

Окончательно выбираем ременную передачу, имеющую наименьшие габариты и массу :

РЕМЕНЬ А – 2000 II ГОСТ 1284.1-89, К = 3, d₁ = 140 мм, d₂ = 224 мм,

i = , a_nom = мм. D = мм (D₁ = +50 мм, D₂ = – 40 мм), L_h = час.

 

1.5.6 Конструкция и размеры шкива

 

На рисунке 1.9 представлены конструкция [5, c.29] и размеры {5, c.18] ведомого шкива.

Рисунок 1.9 Конструкция и размеры шкива   мм.. с = 10 мм; D0 = dd – 2 (h + d) = – 2 ( + ) =

По таблице П9 ]5, c.29] для сечения ремня А : wd = мм; bmin = мм – при-нимаем b = мм; hmin = мм – принимаем h = мм; e = мм; fmin = мм; r = мм при dd = d2 = мм a = 38 ± 0,5 0 Тогда М = (n – 1)e + 2f = ( – 1) + + = мм; de = dd + 2b = + 2× = мм. Производство мелкосерийное : при de = мм < 250 мм шкив точеный из стального проката: d¢ = (0,88...1,0)h = мм, принимаем d = мм; с¢ = (1,2...1,3)d = мм –

 

Расчетный диаметр входного вала редуктора КЦ d = 32 мм (см. п.1.4). Коническая шестерня консольная; под подшипниками принимаем d_П = мм, резьбу регулировочной круглой гайки на валу [7, c.429] М и тогда диаметр вала под шкивом d_В = мм [7, c.431]. Размеры ступицы шкива :

d_СТ¢ = 1,55d_В = 1,55× = , принимаем d_СТ = мм;

l_СТ¢ = (1,2...1,5)d_В = мм, принимаем l_СТ = мм.

В пределах размера диска (D₀ – d_СТ) / 2 = ( – ) / 2 = мм возможно разместить 4 отверстия d₀ = мм.

 

Подбор муфты

 

Для соединения выходного конца тихоходного вала редуктора с валом барабана принимаем зубчатую муфту по ГОСТ Р 50895-96.

Рабочий момент, передаваемый муфтой

 

Т_раб = К₁К₂К₃Т_Т £ [T_М],

 

где К₁ – коэффициент, учитывающий степень ответственности привода: поломка вызывает останов машины – К₁ = 1;

К₂ – коэффициент условий работы: работа неравномерно нагруженных механизмов – К₂ = 1,2;

К₃ – коэффициент углового смещения валов: перекос до 0,5⁰ – К₃ = 1,25;

Т_Т – момент на тихоходном валу редуктора; Н×м;

[Т_М] – допускаемый момент по паспорту муфты; Н×м;

Т_раб = = Н×м.

По ГОСТ на муфты при диаметре вала d = мм имеем [Т_М] = Н×м;

габаритные размеры муфты D x L = х мм; модуль m = мм; число зубьев z = ; [n] = 80 мин^-1 > n_Т = мин^-1; масса кг.

 

Обозначение муфты (тип 1, исполнение 1) :

 

МУФТА 1 – 1600 – 55 – 1 У3 ГОСТ Р 50895-96.

 

1.7. Расчет цепной передачи

Исходные данные

 

Для расчета необходимо иметь:

а) кинематическую схему передачи;

б) ограничения, накладываемые условиями компоновки привода;

в) частоту вращения n₁ ведущей звездочки и передаточное число u;

г) вращающий момент Т₁;

д) условия эксплуатации;

Кинематическая схема и габариты цепной передачи определя­ются внешними диаметрами D_езвездочек, межосевым рас­стоянием a и распо­ложением передачи в пространстве (углом y наклона линии центров звездочек к горизонту).

Размеры рабочего органа машины, состав и компоновка привода могут

накладывать ограничения на величины указанных параметров.

Исходные величины n₁, u, T₁ определяются в кинематическом расчете привода.

Условия эксплуатации при расчете цепных передач учитываются

коэффициентом эксплуатации K_Э [1, с.256]:

 

К_Э= К_д × К_а × К_н × К_рег × К_см × К_реж × К_т=, (1.21)

 

где К_д – коэффициент динамичности нагрузки: плавная работа, равномерная нагрузка (например, ленточные, цепные транспор­теры) К_д = 1; при нагрузке с толчками, ударами (конвейеры с колебаниями на­грузки, металлорежущие станки, строительные машины, судовые двига­тели и т.д.) К_д= 1,2…1,5; при нагрузке с сильными ударами (прессы, дро­билки, прокатные станы и т.д.) К_д = 1,5…1,8;

К_а - коэффициент длины цепи (межосевого расстояния а):

при а = (30…50)Р, где Р – шаг цепи, К_а = 1;

при а < 25Р К_а = 1,25;

при а = (60…80) Р К_а = 0,9;

К_н – коэффициент угла y наклона передачи к горизонту:

 

при y<45° К_н = 1;

 

при y³45° К_н = 0,15 ;

 

К_рег– коэффициент регулирования (для нормального натяжения цепи):

при регулировании положения оси одной из звездочек К_рег= 1;

при регулировании оттяжными или нажимными звездочками (роликами)

К_рег = 1,1; для передач с нерегулируемыми осями звездочек К_рег = 1,25;

К_см – коэффициент способа смазывания:

при непрерывной смазке в масляной ванне или от насоса К_см = 0,8;

при регулярных капельной или внутришарнирной смазках К_см = 1;

при периодическом смазывании К_см = 1,5;

К_реж – коэффициент режима работы: К_реж = , где S – число смен работы в сутки;

К_т – температурный коэффициент:

при -25°< T < 150° C К_т = 1.

 

Если по расчету получается К_Э > 2…3, то следует принять меры по улучшению работы передачи.

 

Выбор основных параметров

Если по габаритам передачи ограничения отсутствуют, то предвари­тельно

;

 

(1.22)

 

Далее определяют расчетный шаг цепи P¢, округляют его по стандарту, уточняют z₁ , z₂ и фактическое u (см. пример 1, стр. 11).

В проектировочном расчете шаг Р цепи определяют по основному критерию работоспособности – износостойкости шарниров [1, с. 257], [2, с. 284]:

 

, (1.23)

 

где [р]_о – допускаемое давление в шарнирах (МПа) для средних условий эксплуатации (табл. 1);

m_р – коэффициент рядности цепи:

число рядов… 1 2 3 4

m_р… 1 1,7 2,5 3

 

Допускаемое давление в шарнирах ПВ и ПР цепей [1, с. 257], [5, с. 260]

 

Шаг Р, мм	[р]о, МПа, при n1, мин-1
12,7…15,875		31,5	28,5			22,5		18,5	16,5
19,05…25,4				23,5			17,5		---	---	---
31,7…38,1					18,5	16,5		---	---	---	---
44,45…50,8				17,5		---	---	---	---	---	---

 

Шаг цепивыбирают в зависимости от n_1max [4, с. 105]:

 

nmax, мин-1	…
Р, мм	…	12,7	15,875	19,05	25,4	31,75

 

Расчетное значение Р¢ округляется в ближайшую большую сторону до стандартного Р.

 

После округления Р производят пересчет z₁ c уточнением [р]_о по формуле:

 

= ; (1.24)

z₂ = z₁ u.

 

Минимальное число зубьев [5, с.255]

 

z_min » 9 + 0,2 P = (1.25)

 

Если по условиям компоновки привода имеются ограничения по D_е или а, то по величине момента Т₁ и частоте вращения n₁ для цепей типа ПРА и ПР по ГОСТ 13568-75 определяют D_{e1 min} [4, с.82]:

 

D_{e1 min} , (1.26)

 

где N =T₁n₁/9550 (кВт) – передаваемая мощность.

 

Наибольший допускаемый диаметр D_{e1 max} в зависимости от а и u [4, с.82]

(1.27)

Если позволяют условия,то для увеличения долговечности передачи принимают

D_e1 1,15D_e1min (1.28)

 

Диаметр

D_e2 = D_e1u . (1.29)

 

Если задано а, то по условию оптимальности предварительно принимают шаг цепи в пределах

 

Р¢ = а/(30…50) (1.30)

 

с округлением его по ГОСТ 13568-75 и определяют числа зубьев звездочек:

 

z₂=z₁u. (1.31)

 

Рекомендуется выбирать нечетное z (особенно z₁), что в сочетании с четным числом звеньев W цепи способствует более равномерному износу.

 

 

Расчет геометрических параметров цепной передачи

 

После уточнения чисел зубьев z₁ и z₂ выбора шага Р определяют оконча­тельные значения диаметров звездочек [1, с. 263]:

делительных

 

d_д = Р/sin(180°/z) (1.32)

 

вершин зубьев

 

D_е= Р [0,5 + ctg(180°/z)]

(1.33)

 

для зубчатых цепей [1,с. 264]

 

D_е= Рctg(180°/z)

(1.34)

 

Диаметры d_д [2, с. 286] определяют с точностью до 0,01 мм, D_е – с точностью 0,1 мм.

 

Межосевое расстояние [4, с. 82]:

минимальное

(1.35)

максимальное а_max= 80P (1.36)

 

оптимальное а = (30…50) Р (1.37)

 

Потребное число звеньев цепи [1, с. 255]

 

W ¢ = 2 a_p + 0,5 z_S + D ² / a_p, (1.38)

 

где a_p = a/P - межосевое расстояние, выраженное в шагах

 

z_S = z₁+ z₂ = – суммарное число зубьев;

 

D²= [(z₂ - z₁)/2p]²

 

Число звеньев W¢ округляется доближайшего целого(предпоч­тительночетного) числа.

Длина цепи в метрах L = 10^-3WP (1.39)

 

 

Окончательное межосевое расстояние [1, с. 255]:

 

(1.40)

 

 

Для нормальной работы цепь должна иметь некоторое провисание, поэтому величину а уменьшают [1, с.255] на Dа = (0,002…0,004) а.