5.3Расчет цепной передачи
2 Проверочный расчет
2.1 Проверка износостойкости шарнира цепи
Расчетное условие: р
р= ,
где р – расчетное давление в шарнире, МПа;
Аоп – площадь опорной поверхности шарнира, Аоп=212 мм (см. выше);
– эквивалентная полезная нагрузка на цепь;
=,
где - коэффициент, учитывающий переменность нагрузки;
- окружная сила на ведущей звездочке.
=
= = 0,66;
v = = =2,07 м/с;
= = = 2357,49 Н.
=2357,49·0,66 = 1555,94 Н.
р= = =5,61 МПа,
5,61<16,8 – износостойкость шарнира обеспечена.
2.2 Проверка усталостной прочности пластин цепи
Расчетное условие: р
р= ,
где - допустимое давление в шарнире, гарантирующее усталостную прочность пластин в течение заданного срока службы,
= ,
где - коэффициент, учитывающий влияние числа зубьев ведущей звездочки;
- коэффициент, учитывающий срок службы передачи;
- коэффициент, учитывающий частоту вращения ведущей звездочки;
- коэффициент, учитывающий шаг цепи;
===1,32;
= = =0,96;
= = =28,65;
= = = 0,99;
= =12,06 МПа.
5,61<12,06 – усталостная прочность пластин обеспечивается.
2.3 Проверка статической прочности цепи
Расчетное условие: S
S= ,
где S – фактическое значение коэффициента безопасности;
- допускаемая величина коэффициента безопасности, =6…8;
- стандартное значение статической разрушающей нагрузки, = 72 кН (см. выше);
- коэффициент перегрузки;
- сила удара шарнира о зуб звездочки при входе его в зацепление.
= = = 2,22;
=0 Н (при v<10 м/с)
S= = 13,76,
13,76> =6…8, статическая прочность цепи обеспечивается.
5.4Проверочный расчет валов
Основные критерии работоспособности валов - прочность и жесткость. Прочность валов определяют размером и характером напряжений, возникающих под влиянием сил, действующих со стороны установленных на них деталей машин. В общем случае в валах возникает напряжение изгиба (от поперечных сил), нормальные напряжения растяжения-сжатия (от осевых сил) и касательные напряжения кручения (от вращающего момента), т.е. вал находится в условиях сложного напряженно состояния. Нормальные напряжения, а иногда и касательные, изменяются циклически, поэтому основной причиной разрушения валов является усталость материалов.
Для валов различают усталостную прочность при номинальных нагрузках (выносливость) и статическую прочность при пиковых нагрузках. Из-за опасности усталостного разрушения валы рассчитывают на усталостную прочность. Валы, работающие с перегрузками, рассчитывают не только на сопротивление усталости, но и на статическую прочность.
Для расчета валов составляем расчетную схему (см. рис. ). При этом принимаем, что детали передают валу силы и моменты посередине своей ширины. Собственную массу вала и массу установленных на нем деталей, а также силы трения, возникающие в опорах, не учитываем.
входной вал
1 Назначаем материал вала
К материалам машинных валов предъявляются требования достаточной прочности, жесткости, ударной вязкости при минимальной чувствительности к концентрации напряжения. Этим требованиям отвечают малоуглеродистые стали марок Ст. 5, Ст. 6 (ГОСТ 380-88), среднеуглеродистые стали - Сталь 35, Сталь 45 (ГОСТ 1050-88), легированные стали - 40Х, 40ХН, 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ, 30ХГТ (ГОСТ 4543-88).
Для изготовления вала назначаем материал Сталь 45 ГОСТ 1050-88:
- предел прочности по нормальным напряжениям =600 МПа;
- предел текучести по нормальным напряжениям =340 МПа;
- предел текучести по касательным напряжениям =220 МПа;
- предел выносливости по нормальным напряжениям
при симметричном цикле для образца =250 МПа;
- предел выносливости по касательным напряжениям
при симметричном цикле для образца =150 МПа.
2 Определяем силы, действующие на вал
К этим силам относятся силы, возникающие в деталях передач и от веса этих деталей, внешние силы на валу от действия шкивов, звездочек, муфт
2.3 Рассчитываем силу, действующую со стороны цепной муфты
Fм = = 0,25·760,95 = 190,24 Н,
где - окружное усилие на делительном диаметре муфты,
= 760,95 Н.
2.4 Рассчитываем силы в зацеплении конической прямозубой передачи
- окружная сила Ft21= = = 1588,57 Н;
- радиальная сила Fr21= Ft21tg a ·cos = 1588,57·0,364·0,848= 490,28 Н;
- осевая сила Fa21= Ft21tg a ·sin = 1588,57·0,364·0,5301= 306,48 Н;
где a - угол зацепления в нормальном сечении, a=20°;
- половина угла при вершине делительного конуса зубчатого колеса, =32,01°.
3 Расчет опорных реакций и изгибающих моментов
Расчетная схема вала приведена на рисунке.
3.1 Вертикальная плоскость
составляем ур-е равновесия относительно опоры 1:
=-R2z·60-Fм·71+Ft21·87=0
откуда
R2z=(-Fм·71+Ft21·87)/60;
R2z=(-190,24·71+1588,57·87)/60=2078,31 Н;
составляем ур-е равновесия относительно опоры 2:
=-R1z·60-Fм·131+Ft21·27=0
откуда
R1z=(-Fм·131+Ft21·27)/60;
R1z=(-190,24·131+1588,57·27)/60=299,5 Н;
проверка: SZ=-R1z+R2z-Fм-Ft21=-299,5+2078,31-190,24-1588,57=0,
следовательно расчет выполнен правильно.
Рисунок - Расчетная схема
рассчитываем изгибающие моменты в сечениях:
=0 Н·м;
=-Fм·0,071=-190,24·0,071=-13,51 Н·м;
=-R1z·0,06-Fм·0,131=-299,5·0,06-190,24·0,131=-42,89 Н·м;
=-R1z·0,087+R2z·0,027-Fм·0,158=-299,5·0,087+2078,31·0,027-190,24·0,158=0 Н·м;
3.2 Горизонтальная плоскость
составляем ур-е равновесия относительно опоры 1:
=+R2y·60-Fr21·87+Fa21·43,75=0
откуда
R2y=(+Fr21·87-Fa21·43,75)/60;
R2y=(+490,28·87-306,48·43,75)/60=487,43 Н;
составляем ур-е равновесия относительно опоры 2:
=-R1y·60-Fr21·27+Fa21·43,75=0
откуда
R1y=(-Fr21·27+Fa21·43,75)/60;
R1y=(-490,28·27+306,48·43,75)/60=2,85 Н;
проверка: SY=-R1y-R2y+Fr21=-2,85-487,43+490,28=0,
следовательно расчет выполнен правильно.
рассчитываем изгибающие моменты в сечениях:
=0 Н·м;
=0 Н·м;
=-R1y·0,06=-2,85·0,06=-0,17 Н·м;
=-R1y·0,087-R2y·0,027=-2,85·0,087-487,43·0,027=-13,41 Н·м;
'=-R1y·0,087-R2y·0,027+Fa21·0,04375=-2,85·0,087-487,43·0,027+306,48·0,04375=0 Н·м;
4 Определяем опасные сечения…………….