3.8 Розрахунок ланцюгових передач

Виконують за [1] у такій послідовності.

1. Вибір типу ланцюга. Роликові ланцюги використовують при швидкості до 20 м/с, зубчасті - при 20...35 м/с, але вони можуть застосовуватись і при меншій швидкості.

2. Вибір кількості зубів меншої зірочки згідно з даними табл. 2.25 [1] і залежно від типу ланцюга та передаточного числа,

3. Обчислення кількості зубів більшої зірочки

(3.36)

У разі необхідності отримане значення округлюють до цілого числа, після чого визначають уточнене значення передаточного числа

(3.37)

4. Визначення коефіцієнта експлуатації за вказівками, на­веденими в [1, с. 42 ].

5. Вибір кроку ланцюга t. Для роликових ланцюгів визначають за (2.52) [1] в яку значення [р] підставляють в ньютонах на квад­ратний міліметр, а коефіцієнт (у припущенні однорядного ланцюга) дорівнює 1. Отримане значення округлюють до найближчого стандарт­ного значення [1, табл. 6 додатку].

Дня зубчастих ланцюгів величину на даному етапі розрахунку визначають орієнтовно, з урахуванням максимально допустимих значень, наведених в [1, табл. 2.26]. У першому наближенні можна взяти або 15,88 мм.

6. Розрахунок середньої швидкості ланцюга за (2.38) [1].

7. Визначення необхідної кількості рядів роликового ланцюга або ширини зубчастого ланцюга:

(3.38)

де - потужність передачі, кВт; [р] - допустимий тиск у шарнірах, Н/мм² (МПа), беруть з табл. 2.28 [1, с. 42]; - відповідно діаметр валика та ширина однорядного ланцюга, мм [1, табл. 6 додатку].

Отримане значення округлюють у бік збільшення до найближ­чого цілого числа. У разі крок ланцюга слід збільшити і повторити розрахунок.

Необхідну ширину зубчастого ланцюга обчислюють за (2.55) [1].

Отримане значення округлюють в бік збільшення до стандартного значення [1, табл. 7 додатку).

8. Вибір міжосьової відстані а. Рекомендовані значення

а = (30…50) ; (3.39)

максимальне та мінімальне значення а становлять:

(3.40)

(3.41)

де - діаметри виступів зірочок:

для роликових ланцюгів

(3.42)

для зубчастих ланцюгів

(3.43)

9. Перевірний розрахунок за запасом міцності п виконують за (2.47), (2.54) з урахуванням рекомендацій [1, с. 41-42].

Для багаторядних роликових ланцюгів руйнівне навантаження і масу 1 м ланцюга можна наближено вважати пропорцій­ними кількості рядів.

Допустимі запаси міцності [n] для роликових ланцюгів наведені в [1, табл. 2.З0]. Для зубчастих ланцюгів [n] =20...25.

10. Визначення необхідної кількості ланок ланцюга та уточненої міжосьової відстані . Виконують за (2.40) і (2.41) [ 1, с. 41].

11. Обчислення сили тиску ланцюга на вали:

(3.44)

де - колова сила по зірочці; Т - крутний момент; - ділильний діаметр зірочки, пов’язаний з кількістю її зубів і кро­ком ланцюга співвідношенням

; ( 3.45)

- коефіцієнт, що враховує розміщення ланцюгової передачі; для горизонтальної передачі = 1,15, для вертикальної = 1,05.

12. Визначення розмірів зірочок. Ділильні діаметри зірочок знаходять за (3.45), діаметри виступів - за (З.42) або (З.43) да­них методичних рекомендацій. Інші розміри можна визначити згідно з [ 1, с. 49 ] для передач з роликовими ланцюгами - з табл. 2.32, для передач із зубчастими ланцюгами - з табл. 2.33.

4 КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА.

РОЗРАХУНОК ВАЛІВ, 3’ЄДНАНЬ, ПІДШИПНИКІВ І МУФТ

4.1 Компоновка редуктора

Виконують на міліметрівці відповідно до рекомендацій пп. 4.2.2 і 4.2.3 [1, с. 134-168]. Масштаб компоновочного креслення редуктора має бути досить великим, найкраще 1:1.

4.2 Розрахунок валів

У курсовому проекті необхідно виконати статичний розрахунок валів на крутіння зі згином і перевірний розрахунок на витривалість.

4.2.1 Статичний розрахунок на крутіння зі згином

1. Складання розрахункової схеми вала [1, п. 5.1.1, с. 169-171] .

2. Визначення зусиль, що передаються на вал через закріплені на ньому деталі. Для деталей зубчастих і черв’ячних передач зусилля визначають згідно з табл. 5.2 [1, с. 172]. Для деталей пасових і ланцюгових передач ці зусилля знаходять у процесі розрахунку від­повідних передач.

3. Побудова епюр згинальних моментів у двох взаємно перпенди­кулярних площинах, результуючих згинальних моментів, крутних і зве­дених моментів. Виконують згідно із загальними правилами опору ма­теріалів. При цьому ординати епюри зведених моментів обчислюють за формулою (5.2) [1], в якій треба взяти . Приклади побудови епюр моментів для деяких конкретних випадків наведені в [1, рис. 5.3-5.11].

4. Визначення розрахункових діаметрів вала в характерних пе­рерізах, мм:

(4.1)

де - зведений момент у розглядуваному перерізі вала, Н·мм;

[ ] - допустиме напруження вала на згин, МПа, беруть з табл. 4.1.

Таблиця 4.1

Допустимі напруження на згин для валів, [ ], МПа.

Джерело концентрації напружень	Ді­аметр, мм	Марка сталей та термообробка
		35, Ст5	45, Ст6	45, загартування	40Х, 40ХН, загартування
Деталь, посаджена з невеликим натягом	30 50 100	80 65 60	85 70 65	90 75 70	95 80 75
Напресована деталь (без посилення вала)	30 50 100	58 48 45	63 50 48	67 55 50	70 60 55
Галтель	30 50 100	60 55 50	70 65 55	80 75 65	90 80 70

Діаметри валів, що працюють тільки на крутіння (вхідний і вихідний вали редуктора в темах 11 і 13), мм:

(4.2)

де Т - крутний момент, Н·мм; [ ] - допустиме дотичне напруження вала при крутінні:

(4.3)

Для таких валів розрахунок за (4.2) та (4.3) необхідно вико­нувати вже на стадії компоновки редуктора.

Після закінчення статичного розрахунку конструюють вали згідно з п. 5.1.2 [1, с. 177-181] .