1.4 Определение геометрических параметров передачи

1.4.1 Учитывая принятое по п. 1.2 межосевое расстояние, например, рекомендуемая величина межосевого расстояния а=(30…50)t, вычисляют предварительно а′=40t.

1.4.2 Определяют число звеньев цепи:

Полученное число звеньев рекомендуется принимать четным, тогда отпадает необходимость в использовании переходных звеньев, которые по прочности уступают основным и редко встречаются в практике.

1.4.3 Уточняют межосевое расстояние:

, мм

Полученное значение до целого числа не округляют.

Для обеспечения свободного провисания цепи предусматривают уменьшение уточненного межосевого расстояния на 0,2…0,4 , тогда монтажное межосевое расстояние будет равно а=0,997·а″.

1.4.4 Определяют делительные «d» и наружные «D_е» диаметры ведущей и ведомой звездочек:

, мм;

,

где К – коэффициент высоты зуба, величину которого принимают в зависимости от геометрической характеристики зацепления λ (см. табл. 2).

,

Таблица 2

λ	от 1,40 до 1,50	от 1,50 до 1,60	от 1,60 до 1,70	от 1,70 до 1,80	от 1,80 до 2,00
К	0,480	0,532	0,555	0,575	0,565

1.5 Проверка коэффициента запаса прочности

Вычислив параметры передачи, проверяют цепь на прочность, определяя коэффициент запаса прочности.

,

где F_Р - разрушающая нагрузка, Н; (таблица А.2, А.3);

K_д - динамический коэффициент, п. 1.2.;

q - масса 1 м цепи (таблица А.2, А.3);

K_f - коэффициент, учитывающий положение цепи: равен 6 при горизонтальной передаче; 1,5 – при угле наклона 45⁰ и равен 1 при вертикальном расположении цепи;

a – принятое межосевое расстояние, мм;

[s] - допускаемый запас прочности (таблица А.5).

Если s[s], то условие прочности и долговечности удовлетворено; в противном случае выбирают цепь большего шага или двухрядную и повторяют расчёт.

1.6 Определение силы действующей на валы

Сила, действующая на валы, определяется по формуле:

F_в=F_tK_В,

где К_В - коэффициент нагрузки вала, учитывающий характер нагрузки, действующей на вал и расположение передачи: К_В=1,15…1,3, если угол наклона передачи до 40⁰; К_В=1,05…1,15, если угол наклона передачи более 40⁰. Меньшее значение соответствует спокойной нагрузке, большее - ударной.

Направление силы F_В принимают совпадающей с линией, соединяющей оси валов.

2 Расчет зубчатых передач

Расчет открытых зубчатых передач проводят на основе данных кинематического расчета, из которого известны моменты на валах Т₁ и Т₂, Нмм; угловые скорости ₁ и ₂, с^-1 и передаточное число u. Открытые передачи рассчитывают на выносливость зубьев по напряжениям изгиба.

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

Выбирают материал зубчатых колес, их термообработку и определяют допускаемые напряжения изгиба (таблица А.6). Например, принимают в качестве материала колес сталь 45 нормализованную, НВ₂=190, _В2=570 МПа, _Т2=290 МПа; учитывая, что твердость поверхности зубьев шестерни должна быть на 20…30 единиц НВ выше чем у зубьев колеса, для шестерни принимаем сталь 45 с термообработкой - улучшение до НВ 210, _В1=710 МПа, _Т2=390 МПа.

2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

где - предел выносливости зубьев при базовом числе циклов переменных напряжений изгиба (410⁶ циклов), =(1,7…1,8) НВ;

S_F=1,7…1,8 – коэффициент запаса прочности;

K_FL=1 - коэффициент долговечности;

K_FC=коэффициент, учитывающий реверсивность движения, K_FC=1 - для нереверсивного и K_FC=0,7…0,8 - для реверсивного движения. Допускаемые напряжения изгиба определяются отдельно для шестерни и для колеса.