Расчёт цепной передачи.

2.1. Рекомендуемое число зубьев ведущей (малой) Z₁

и ведомой (большой) Z₂ звездочек равно.

Z₁ = 31 – 2*3,11 = 24,78 → 25 ≥ 9

Z₂ = 24,78*3,11= 77,06 → 78 ≤120

Полученные значения Z₁ и Z₂ округляем до ближайшего целого числа (Z₁ - до нечётного,

Z₂ –до нечётного) и далее уточняем передаточное число цепной передачи.

2.2. Определяем коэффициент динамичности нагрузки k_д

где

k_см = 0,15 для 2-х смен (из задания).

k_mах =1,8 - коэффициент, учитывающий перегрузку (из задания).

2.2.1. Определяем расчетный коэффициент эксплуатации k_э

k_a = 1, k_нк = 1, k_рн = 1, k_с = 1, k_р =1,25, k_пр =1, k_рц =1, k_q = 6. из табл. 13

a’ = 40t из табл. 13

Для определения шага цепи необходимо знать расчетную мощность.

где Z₁’= 25 [Р_р]- допускаемое значение мощности передаваемой роликовой цепью

(см. табл.14),

n₂’ = 200 - берется из ряда чисел: 50; 200; 400; 600; 800; 1000; 1200; 1600, как ближайшее к расчетному, при этом n₂’ ˃ n₂

Тип цепи	Шаг t мм	Диаметр ролика dp мм	Ширина ролика Вн мм	Высота пластины h мм	Расстояние между осями А мм	Масса l м цепи q кг/м	Разрушающая нагрузка Q Н
ПР-19,05-32000	19,05	11,91	12,7	18,2	25,50	1,9

2.3. Рассчитываем длину цепи, выраженную числом звеньев учитывая, что ранее было принято

a’ = 40*t = 40*19,05 =762 мм

2.3.1. Корректируем межосевое расстояние.

Передача работает надежнее при небольшом провисании холостой ветви цепи, поэтому полученное значение межосевого расстояния рекомендуется уменьшить на (0,002 -н 0004) а.

Скорость движения цепи.

2.4. Силы действующие на цепь:

- окружная Н

- от центробежных сил

- от провисания

где:

q - масса одного метра цепи, кг/м (см. табл. 14)

а - межосевое расстояние,

k_q - коэффициент провисания цепи, зависящий от угла наклона линии центров звездочек

(см. табл. 13).

Радиальная сила действующая на выходной конец вала (хвостовик) из-за натяжения цепи.

2.5. Коэффициент запаса прочности цепи определяют по формуле.

Q - разрушающая нагрузка, Н (см. табл. 14)

[S] = 7,85 Н - нормативный коэффициент запаса прочности (см. табл. 15)

2.6. Диаметры делительных окружностей ведущей d_д1 и ведомой d_д2 звездочек.

Диаметры окружностей выступов звездочек.

d_p = 11,91 мм - диаметр ролика цепи (см. табл. 14).

конструктивные размеры:

- диаметр ступицы d_cm = 1,5*d_в2 = 1,5*30 = 45

- длина ступицы l_ст = 1,2*d_в2 =1,2*30 =36

- ширина зуба в = 0,93В_н - 0,15 = 0,93*12,7 - 0,15 = 11,66 мм

- фаска f = 0,2 в = 0,2*11,66 = 2,33мм

- угол скоса γ = 20 ̊

диаметр окружностей впадин

- ведущей звёздочки

- ведомой звёздочки

- радиус впадин r = 0.5*d_p + 0,05 = 0,5*11,91+0,05 = 6 мм

- радиус закругления зуба R = 1,6*d_p = 1.6*11,91 = 19,05

- диаметр проточки

- толщина обода

- толщина диска

- расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений

3. Обоснование применения материалов, термообработки и допускаемых напряжений

3.1. Зубчатые колеса редукторов и передач в основном изготавливают из сталей, подвергнутых термическому или химико-термическому упрочнению: нормализации, улучшению, различным видам закалок, цементации, азотированию и т.п. На практике шестерни и колеса обычно изготавливают из сталей одной и той же марки, но после соответствующей обработки поверхностей зубьев, обеспечивается различная их твердость H1 и Н2, измеряемая в условных единицах: по Бринелю (НВ), по Роквеллу (HRC) или по Виккерсу (HV) в зависимости от метода измерений, при этом в наших расчетах соотношение единиц твердости 1HRС=10HB.

3.2. После выбора материала (марки стали) шестерни и колеса, вида их термообработки назначают твердости шестерни и колеса в диапазонах, указанных табл. 16, и далее подставляя выбранные значения твердостей в формулы приведенные в соответствующей строке этой таблицы определяю пределы контактной Ϭ_н и изгибной Ϭ_F выносливости шестерни и колеса.

- шестерня Н₁ – сталь 40Х, термообработка - улучшение до твёрдости 350 НВ.

- колесо Н₂ – сталь 40Х, термообработка - нормализация до твёрдости 330 НВ.

- базовый предел контактной выносливости.

3.3. Для дальнейших расчетов необходимо определить коэффициенты долговечности К_HL и K_FL шестерни и колеса при контактных и изгибающих напряжениях соответственно:

К_HL - коэффициент долговечности, определяется как

где - базовое число циклов длительного предела контактной выносливости

N_HE - фактическая длина цикла, определяется по формуле:

n₁ = 750 об/мин - частота вращения ведущего вала;

L = 22 тыс. ч. - срок службы редуктора;

l₁ - 0,2, l₂ = 0,4, l₃ = 0,3 - относительная продолжительность нагрузки;

К_max =1,8 - перегрузка;

- относительные величины нагрузок;

= 0,005.

Тогда

Так как N_HO < N_HE, то принимаем K_HL = 1.

Определяем допускаемые контактные напряжения:

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

К_FL - коэффициент долговечности, определяется как

Принимаем K_FL = 1, т. к. N_FO N_FE.

Допускаемые напряжения изгиба:

Дата добавления: 2015-12-07