3. Расчет передач (зубчатой, цепной)

3.1 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

3.1.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес

По рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления шестерни сталь 45 улучшенную со следующими механическими характеристиками:

Шестерня

Принимаем для изготовления колеса сталь 45,обработка - нормализация со следующими механическими характеристиками:

Колесо

3.1.2 Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса:

Предел контактной выносливости:

Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:

;

где - предел контактной выносливости,

- Коэффициент долговечности. (Таб.9,8[2])

- коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей ; (Таб.9,10[2])

МПа

МПа

МПа

Определяем выносливость при изгибе (Таб.9,8[2]):

МПа

МПа

Допускаемое напряжение при изгибе: (Таб.9,14[2]):

,

где =1,0 - коэффициент долговечности (Таб.9,14[2])

=1,0 - коэффициент приложения нагрузки (передача нереверсивная) (Таб.9,14[2])

=1,8 - коэффициент безопасности (Таб.9,14[2])

=261,11 МПа

МПа

3.1.3 Расчет геометрических параметров передачи:

Определяем ориентировочное значение делительного диаметра (ГОСТ 21354-87 допускает определять ориентировочное значение межосевого расстояния):

где - вспомогательный коэффициент, =67,5 МПа (для косозубых и шевронных передач ( с.46 [2]))

где =0,5 ,так как колеса относительно опор расположен симметрично и HB<350 [2,4]

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем по графику рис. 5.2 [ 7,с 58], =1,02

мм

Определяем делительный диаметр колеса:

; мм

Определяем межосевое расстояние передачи

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

стр. 36

Принимаем нормальный модуль зацепления по эмпирической зависимости ( с.36 [2]))

Несмотря на полученное значение принимаем по ГОСТ 9563-80 ,т.к. в силовых передачах принимать не рекомендуется.

Примем предварительно угол наклона зубьев и определим суммарное число зубьев шестерни и колеса :

Принимаем

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

По округленным значениям и уточняем передаточное число:

Проверяем отклонение от заданного значения:

,что допустимо.

Точный угол наклона зубьев (формула 3.16 стр. 37 )

Определяем окружной модуль:

Уточняем диаметры делительных окружностей и межосевое расстояние:

диаметры делительные:

Проверка:

ширина колеса: , принимаем

ширина шестерни:

диаметры вершин зубьев:

табл. 3.10

диаметры впадин:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности

Таб. 9.9

3.1.4 Проверочный расчет на контактную прочность зубьев (Таб. 9.42[2])

где =275 - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес;

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для косозубой передачи =1,77

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; ,

где - коэффициент торцового перекрытия

Коэффициент нагрузки

где (по табл. 3.5. стр. 39 )

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косозубой передачи (по табл. 9.12 [1])

; - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

Таким образом:

МПа

342,5<346,05

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Силы, действующие в зацеплении

окружная:

радиальная:

по ГОСТ 13755-81 стр. 27

осевая:

3.1.5 Проверочный расчет зубьев на усталость при изгибе

где - - коэффициент, учитывающий форму зуба (по табл. 9.10 [1])

Для его определения найдем эквивалентное число зубьев:

для шестерни:

для колеса:

Тогда

Определим отношение . дальнейший расчет будем проводить для того зубчатого колеса, у которого это отношение окажется меньше:

для шестерни

для колеса

Расчет производим по шестерне

─ коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев ( для косозубых передач)

─ коэффициент, учитывающий наклон зуба ( для косозубых передач)

где - - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Принимаем для средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8-ой степени точности

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (Табл.9.11[1])

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (Табл.9.13[1])

МПа

47,27<261,11

Условие прочности выполняется

3.2 Расчет цепной передачи

3.2.1 По таблице 4.5.4ю1 [2] по передаточному числу принимаем число зубьев меньшей звездочки тогда число зубьев большей звездочки:

Число зубьев:

ведущей звездочки:

Определяем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации (4.12.4.1[2])

динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

учитывает влияние межосевого расстояния;

учитывает влияние угла наклона линии центров;

учитывает способ регулирования натяжения цепи;

коэффициент , учитывающий характер смазки

учитывает продолжительность работы в сутки

Ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах (4.6 4.1[2])

Ориентировочное значение шага цепи (4.13 41 [2])

где m=1 – коэффициент рядности цепи (для однорядной цепи)

Принимаем по табл. 7.15. стр. 147 цепь ПР по ГОСТ 13568-75, имеющую разрушающую нагрузку массу

3.2.2 Прочностной расчет передачи.

Скорость цепи (4.2 4.1 )

Окружная сила

Давление в шарнире (4.11 )

где А=106 мм ─ проекция опорной поверхности шарнира (4.8 )

15,98<24,52

Условие выполнено

Определяем число звеньев цепи (4.9 4.11 )

Межосевое расстояние (4.5 4.1 )

Принимаем

Число ударов цепи (4.14 4.1 )

<

где =35 – допускаемое число ударов (4.9 )

Условие выполнено

Натяжение цепи от центробежных сил (4.16 )

Н

где =1б9 кг/м – масса 1 метра цепи (4.1 )

Натяжение от провисания цепи (4.17 )

Н

где - коэффициент, учитывающий наклон цепной передачи

Определяем коэффициент запаса прочности (4.15 )

где Q – разрушающая нагрузка, Н Q=31800 (4.1 )

- допускаемый коэффициент запаса прочности (4.10 )

Окончательно принимаем цепь ПР по ГОСТ 13568-75, имеющую разрушающую нагрузку массу

3.2.3 Расчет геометрических параметров звездочки (4.7 )

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

Радиус впадин зуба

мм

где D = 11,91 ─ диаметр ролика (4.1 )

Диаметр окружности впадин :

мм

Радиус сопряжения

мм

Половина угла впадин

Угол сопряжения

Профильный угол зубьев

Длина прямого участка профиля

мм

Расстояние от центра дуги впадины до центра дуги головки

Радиус головки зуба

мм

Параметры звездочки в осевом сечении:

Радиус закругления зуба

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений

мм

Наибольший диаметр обода

мм

где b=18,2 мм – высота звена цепи

Ширина зуба звездочки

мм

где мм – расстояние между внутренними пластинами.