2 Расчёт цепной передачи [8]

Исходные данные: крутящий момент на третьем валу Т= 202,35·10³ Н·мм; передаточное число цепной передачи U_ц =3,15.

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТ 13568-75).

Определим число зубьев звездочек:

(2.1)

принимаем Z₁=25

(2.2)

Определим коэффициент эксплуатации

, (2.3)

где К_Д=1 – коэффициент динамичности; [табл.7.8]

- наклон передачи к горизонту;

К_рег=1 – для регулировки натяжения цепи;

К_см=1 – коэффициент смазки;

К_реж=1 – режим работы передачи;

К_а=1 – коэффициент длины.

Определяем шаг цепи по формуле :

, (2.4)

где – допускаемое давление в шарнире цепи, 20Мпа.[табл.7.38]

По таблице принимаем ближайшее большее значение .

Проекция опорной поверхности шарнира А=262 мм², разрушающая нагрузка F_раз=88,5 кН, q=3,8 кг/м.

Определяем скорость движения цепи:

(2.5)

м/с

Определяем окружное усилие:

(2.6)

Определяем среднее давление в шарнирах цепи:

(2.7)

Мпа

p<p - условие соблюдается.

Определяем число звеньев цепи:

(2.8)

, (2.9)

где р – шаг цепи, р=31,75

(2.10)

Определяем межосевое расстояние и длину цепи:

(2.11)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1580×0,004»6 мм.

Натяжение цепи от центробежных сил:

(2.12)

Натяжение от провисания цепи:

(2.13)

Расчётная нагрузка на валы:

Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек:

(2.14)

ведущей:

ведомой:

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

(2.15)

,

где - диаметр ролика цепи; [табл.7.15]

ведущей:

ведомой:

Коэффициент запаса прочности:

(2.16)

3 Расчёт тихоходной передачи [8]

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование применяют зубчатые колеса с твердостью материала Н 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂.

Принимаем сталь 45. Термообработка – улучшение. Твердость шестерни НВ₁=230НВ; твердость колеса НВ₂=200НВ. [табл.3.2]

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора К_HL=1; коэффициент запаса прочности [n]=1,15.

Принимаем значения коэффициента нагрузки К_Hβ=1,25.

Определяем главный параметр – межосевое расстояние а_w, мм:

(3.1)

мм

Принимаем по стандарту а_wТ=160 мм. [c.36]

Нормальный модуль:

(3.2)

мм

По СТ СЭВ 310-76 принимаем m_nT=2,5мм.

Принимаем предварительный угол наклона зубьев β=10º и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

; (3.3) ;

Принимаем Z₃=30.

Тогда

; (3.4)

;

Уточняем значения угла β:

(3.5)

β_Т= 13,48º

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

(3.6)

(3.7)

мм.

мм.

Диаметры вершин зубьев:

(3.8)

мм

(3.9)

мм

Ширина колеса:

(3.10)

мм

Ширина шестерни:

(3.11)

мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

(3.12)

Окружная скорость колес тихоходной ступени:

(3.13)

м/с

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. [c.36]

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

(3.14)

K_Hβ=1,095; K_Hα=1,09; K_Hv=1(табл.3.5,3.6,3.4,стр.32/5/)

Проверяем контактные напряжения:

(3.15)

Н/мм² < [σ_Н]

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

Окружная :

(3.16)

Н;

Радиальная :

(3.17)

Н;

Осевая :

(3.18)

Н.

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:

(3.19)

Определяем коэффициент нагрузки:

(3.20)

K_Fβ=1.17(табл.3.7, стр.35/5/);

K_Fv=1.3 (табл.3.8, стр.36/5/);

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Y_F выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

Для шестерни:

(3.21)

; Y_F1=3,78

Для колеса:

(3.22)

; Y_F4=3,60

Допускаемое напряжение:

(3.23)

σ_F^º lim b=1,8НВ (табл.3.9,стр.37/5/).

Для шестерни: σ_F^º lim b₃=1,8·230=415 Н/мм²

Для колеса: σ_F^º lim b₄=1,8·200=360 Н/мм²

Коэффициент запаса прочности:[S]=1,75 (табл.3.9,стр.37/5/)

Допускаемые напряжения и отношения [σ]_F/Y_F:

Для шестерни :

Для колеса:

Найденное отношение меньше для колеса, поэтому дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса.

Определяем коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:

(3.24)

Коэффициент K_Fα=0,92(стр.39/5/)

Проверяем зуб колеса по формуле 3.19:

Н/мм²,

Что значительно меньше [σ]_F2=206 Н/мм².