3. Расчет цепной передачи.
Исходными данными для проектирования и расчёта цепи являются:
;
;
;
.
3.1. Определение числа зубьев малой звёздочки
Принимаем число
зубьев малой звёздочки в зависимости
от передаточного числа: для втулочной
и роликовой цепи при передаточном числе
,
соответствует
.
Принимаем:
.
[1, табл. 4.4]
3.2. Число зубьев ведомой звёздочки
Число зубьев ведомой звёздочки определяем по формуле:
Принимаем число
зубьев ведомой звёздочки:
.
3.3. Определение требуемого шага цепной передачи
Определяем требуемый шаг цепной передачи по следующей формуле:
.
Определим коэффициент, учитывающий условия эксплуатации цепи:
,
где
–коэффициент
динамической нагрузки;
–коэффициент,
учитывающий межосевое расстояние;
–коэффициент,
учитывающий наклон передачи к горизонту;
–коэффициент,
зависящий от способа регулирования
натяжения цепи;
–коэффициент,
учитывающий характер смазки (смазка
периодическая);
–коэффициент,
зависящий от продолжительности работы
в сутки.
.
–ориентировочно
допускаемое среднее давление в шарнирах,
определяется по данным таблицы в
зависимости от частоты вращения меньшей
звёздочки
:
;
–число
рядов цепи.
Определяем ориентировочное значение шага цепи:
.
3.4. Определение основных параметров цепи
По полученному значению t выбрал двухрядную цепь: 2ПР–19,05–7200 по ГОСТ 13568–75 со следующими параметрами:
шаг:
;
расстояние
между внешними пластинами:
;
ширина
цепи:
;
высота
цепи:
;
масса
одного метра цепи:
;
разрушающая
нагрузка:
;
диаметр
валика:
;
диаметр
ролика:
;
проекция
опорной поверхности шарнира:
.
Далее определим:
скорость
цепи:
;
окружную
силу действую на цепь:
;
давление
в шарнирах цепи:
.
Анализируя
полученный результат видим, что
необходимое условие прочности цепи
выполняется, т.к.
,
где
–уточнённое
значение допускаемого давления для
данной цепи.
[1,табл.4.6]
3.5. Допускаемая максимальная частота
Допускаемая максимальная частота вращения малой звёздочки:
.
[1,табл.4.4]
3.6. Определение числа звеньев в цепи
Определим число звеньев в цепи по следующей формуле (длина цепи выражается в шагах):
.
Приняв межосевое
расстояние
,
получим:
.
Т.к. число звеньев
цепи должно быть целым, принимаем:
.
3.7. Определение делительных диаметров звёздочек
;
.
3.8. Определение диаметров окружностей выступов
;
.
3.9. Определение центробежной силы
Определяем центробежную силу, действующую на цепь:
.
3.10. Определение силы натяжения
Сила натяжения от провисания цепи:
,
где
–коэффициент,
зависящий от стрелы провисания f
и расположения передачи, для горизонтальных
механизмов. [1,
стр.69]
3.11. Определение расчётного коэффициента запаса прочности
.
Условие прочности выполняется:
,
где
–допускаемый
коэффициент запаса прочности.
[1, табл. 4.10]
3.12. Уточнение межосевого расстояния
3.12. Определение погрешности фактического передаточного числа
;
3.13. Определение параметров звёздочки
Определим параметры звёздочки, необходимые для её проектирования:
;
;
;
;
;
;
.
4. Расчет зубчатых передач.
4.1. Расчет цилиндрической косозубой передачи быстроходной ступени редуктора
4.1.1. Выбор материала зубчатых колес
С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40ХН. Механические характеристики сердцевины – σВ=1600МПа, σТ=1400МПа. [3, табл.8.8]
Термообработка шестерни – закалка с нагревом ТВЧ до твердости 38..42HRC (среднее расчетное значение 40HRC), термообработка колеса - закалка с нагревом ТВЧ до твердости 36..40HRC (среднее расчетное значение 38HRC).
4.1.2. Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Срок службы передачи:
.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:
,
где
с=1 – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,
-- частоты вращения
при Т1
и Т2,
m/2=3 – показатель степени. [3, табл. 8.10]
- для шестерни:
-для
колеса:
Эквивалентное
число циклов перемены напряжений при
расчете зубьев на выносливость при
изгибе:
,
где
q=6 – показатель степени при HB<350.
- для шестерни:
-
для колеса:
