Привод механизма

 

По табл. 4.1 и 4.2 выбирают цепь по условию  и выписывают ее обозначение.

ПР – 25,4-5670

Проверяют выполнение условия , где - допускаемый шаг цепи, его выбирают по табл. 4.7.

Таблица 4.7

, мин-1	300	400	500	630	800	900	1000
, мм	50,80	44,45	38,10	31,75	25,40	19,05	15,87

Определяют скорость цепи    10...20 м / c .

м/с

Ориентировочно  задают межосевое расстояние 

= 40·25,4 = 1016 мм

Определяют длину цепи в шагах

 

.

 

 

Полученное значение округляют до целого четного значения .

Уточняют межосевое  расстояние

 

  .

Окончательно определяют межосевое  расстояние

 

.

 

=1026-0,003·1026 = 1023 мм

Уменьшение расчетного межосевого расстояния на величину необходимо, так как для нормальной работы передачи нужно небольшое провисание холостой ветви цепи.

2.3 Силы в передаче. Определяют силы, действующие в цепной передаче.

Окружная сила  .

= 20600/6,7 = 3075 Н

Сила от предварительного натяжения цепи   ,

где    - коэффициент провисания: = 6- для горизонтальных передач; = 1,5; для передач, наклоненных к горизонту на 45°; = 1 - для вертикальных передач;

- погонная масса цепи, выбирают  по табл. 4.1 и 4.2.;

- ускорение свободного падения,  =9,81 м/с.

= 6·2,6·1,023·9,81 = 157 Н

Центробежная сила   .

= 2,6·6,7 ² = 117 Н

Сила, действующая на вал, .

где  - коэффициент нагрузки на валу; = 6  для горизонтальных передач; = 1 - для вертикальных передач.

= 3075·6 = 18,4 кН

2.4 Проверочный расчет. Проверяют давление в шарнирах цепи

 

,

 

где   - площадь проекции опорного шарнира, выбирают по табл. 4.1 и 4.2.

МПА <27 МПа

Проверяют частоту вращения ведущей  звездочки по соотношению  ,

где    - допускаемая частота вращения; .

= 15000/25,4 = 591 мин^-1

Проверяют число ударов цепи о зубья  звездочки по соотношению  ,

где   - расчетное число ударов цепи, ;

- допускаемое число ударов цепи; .

= 508/25,4 = 20

U < [U]

Проверяют прочность цепи по формуле

 

,

 

где     - допускаемый коэффициент запаса прочности роликовых цепей, выбирают по табл. 4.8;

- разрушающая нагрузка цепи, выбирают по табл. 4.1 или 4.2;

- коэффициент динамичности нагрузки, выбирают по табл. 4.4;

; s > [s] = 10

 

Таблица 4.8

Шаг цепи , мм	Частота вращения ведущей звездочки  , мин-1
	£ 50	100	200	300	400	500
12,70	7,1	7,3	7,6	7,9	8,2	8,5
15,875	7,2	7,4	7,8	8,2	8,6	8,9
19,05	7,2	7,8	8,0	8,4	8,9	9,4
25,4	7,3	7,6	8,3	8,9	9,5	10,2
31,75	7,4	7,8	8,6	9,4	10,2	11,0
38,10	7,5	8,0	8,9	9,8	10,8	11,8
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

 

2.5. Смазка цепной передачи. Смазка повышает износостойкость и выносливость цепи, а также смягчает удары звеньев о зубья звездочки и снижает температуру нагрева цепи. Наиболее широко для смазки используются жидкие смазочные масла.

Выбор типа смазки (табл. 4.9.) и вида смазочного материала по ГОСТ 17479.4-87 (табл.4.10.) зависит от скорости цепи и давления в шарнире цепи .

Таблица 4.9

Смазка цепных передач при окружной скорости , м / с
£ 4	£ 7	< 12	³ 12
Капельная 4...10 кап / мин	В масляной ванне	Циркуляционная под давлением	Разбрызгиванием

 

Таблица 4.10

Давление в шарнире , МПа	Скорость цепи , м/с	Марка масла	Давление в шарнире  , МПа	Скорость цепи , м/с	Марка масла
1	2	3	4	5	6
Капельная			В масляной ванне
£ 10	£ 1 1...5 ³ 5	И-Г-А32 И-Г-А46 И-Г-А68	£ 10	£ 5 5...10 ³ 10	И-Г-А32 И-Г-А46 И-Г-А46
10...20	£ 1 1...5 ³ 5	И-Г-А46 И-Г-А68 И-Г-А68	10...20	£ 5 5...10 ³ 10	И-Г-А46 И-Г-А68 И-Г-А68
20...30	£ 1 1...5 ³ 5	И-Г-А68 И-Г-А68 И-Г-С100	20...30	£ 5 5...10 ³ 10	И-Г-А68 И-Г-А68 И-Г-А68

Продолжение табл. 4.10

1	2	3	4	5	6
³ 30	£ 1 1...5 ³ 5	И-Г-А68 И-Г-С100 И-Г-С150	³ 30	£ 5 5...10 ³ 10	И-Г-А68 И-Г-С100 И-Г-С150

 

Тип смазки – в масляной ванне;

Марка масла – И-Г-А68

 

3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

 

Исходные данные: , [H·м] - вращающий момент на зубчатом колесе; и , [мин ^-1] - частота вращения шестерни и зубчатого колеса; - передаточное число передачи; , [час] - срок службы передачи.

Т₃ = 324 Нм; n₂ = 973 мин ^-1 ; n₃ = 608 мин ^-1; u = 1,6; t = 40000 ч

 

3.3.1. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

 

Материал зубчатых колес. Зубчатые колеса изготавливают из: конструкционных углеродистых сталей 40, 45 (ГОСТ 1050-88) и конструкционных легированных сталей 40Х, 40ХН, 12ХН3А и др. (ГОСТ 4543-71). Колеса крупных зубчатых передач (преимущественно открытых при окружной скорости до 1 м/с) изготавливают из стали 35Л, 55Л (ГОСТ 977-88), реже чугуна СЧ15 (ГОСТ 1412-85).

В зависимости от твердости материала зубчатые колеса делят на две группы.

Первая группа - колеса с твердостью 350 HB. Материалами для колес этой группы служат стали 40, 45, 40Х, 40ХН при термообработке (нормализация и улучшение). Такие зубчатые колеса находят применение в малонагруженных и средненагруженных передачах ( 2,5…5,5 кВт) в условиях мелкосерийного производства.

Для лучшей приработки зубьев твердость  материала шестерни HB₁ и колеса HB₂ должна быть различной:   HB₁= HB₂+(20...30)·HB - для прямозубых цилиндрических передач,   HB₁= HB₂+(50...70)·HB - для косозубых цилиндрических и прямозубых конических передач.

Твердость сталей этой группы обычно выражается в единицах Бринеля - HB.

Вторая группа - колеса с твердостью 350 HB. Материалами для колес этой группы служат стали 45, 40Х, 40ХН при объемной и поверхностной закалке и стали 12ХН3А, 20Х, 18ХГТ при цементации поверхности. Такие зубчатые колеса находят применение в тяжелонагруженных передачах ( 5,5…7,5 кВт) в условиях крупносерийного производства.

Твердость материала шестерни HB₁ и колеса HB₂ для этой группы принимается одинаковой и обычно выражается в единицах Роквелла - HRC (1 HRC »10 HB).

Механические свойства сталей для изготовления зубчатых колес приведены в табл. 2.2.

Допускаемые контактные напряжения. Определение допускаемых контактных напряжений, в случае различной твердости материала шестерни и колеса, проводят отдельно для зубьев шестерни и колеса по формуле

,

где     - предел выносливости по контактным напряжениям, определяется твердостью рабочей поверхности зубьев шестерни и колеса, выбирают по табл. 2.3;

- коэффициент безопасности  при расчете по контактным  напряжениям, выбирают по табл. 2.3;

- коэффициент долговечности  при расчете по контактным  напряжениям.

Коэффициент долговечности может  изменяться:

при нормализации и улучшении в  пределах 1,0 2,4;

при поверхностной закалке в  пределах 1,0 1,8.

Если в результате расчета получается 1,0, то принимают 1,0

Коэффициент долговечности определяют с учетом сопротивления усталости, в зависимости от срока службы и режима работы передачи по формуле

 

,

где     - базовое число циклов контактных напряжений, зависит от твердости материала шестерни и колеса, определяется по формуле 12·10 ⁷;

- расчетное число циклов  контактных напряжений.

Расчетное число циклов контактных напряжений определяют по формуле

 

 ,

где       - коэффициент режима работы при расчете на контактную прочность, выбирают по табл. 2.4;

- частота вращения шестерни  или колеса;

- срок службы передачи.

 

 

 

 

 

= (17НRC +200)1/1,2 = 308

 

Определяют расчетное допускаемое  контактное напряжение:

• в конической передаче .

= 308

Допускаемые напряжения изгиба. Определение допускаемых напряжений изгиба, в случае различной твердости материала шестерни и колеса, проводится отдельно для зубьев шестерни и колеса по формуле

,