2.25. Силы, действующие в передаче:
сила предварительного натяжения цепи от провисания:
369
где Кf = 6 - коэффициент провисания, определяется по таблице [8, табл. 2.5, стр. 19];
q = 5,5 кг – масса 1 м цепи, определяется по таблице [8, табл. 2.1, стр. 16];
g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения;
ам - монтажное межосевое расстояние, см. пункт 2.11;
натяжение от центробежных сил:
13,2
сила давления цепи на вал:
2889,0
где
1,0 – коэффициент наклона цепи,
определяется по таблице [8, табл. 2.3,
стр. 18].
2.26. Проверим цепь на прочность по коэффициенту запаса прочности.
Должно выполняться условие прочности:
,
– расчетный коэффициент запаса прочности:
50,1
где Fp - разрушающая нагрузка цепи, определяется по таблице [8, табл. 2.1, стр. 16];
7,9 - допускаемый
коэффициент запаса прочности, определяется
по таблице [8, табл. 2.6, стр. 20].
Условие выполняется: 50,1 > 7,9.
3. Расчёт цилиндрической передачи
3.1. Выбор материалов для изготовления цилиндрической зубчатой передачи
Материал шестерни – сталь 45*, термообработка - улучшение до твёрдости 235…262 НВ.
Материал колеса – сталь 45, термообработка - нормализация до твёрдости 179...207 НВ.
3.2. Допускаемые напряжения
3.2.1. Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как менее твёрдого:
где
- предел выносливости материала по
контактным напряжениям при отнулевом
цикле нагружения:
2 * 179 + 70 = 428 МПа;
- коэффициент
долговечности при расчёте по контактным
напряжениям:
По таблице [8, стр. 50, таблица 3.2] определяем базовое число циклов нагружения:
10000000.
Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев колеса:
38580000.
Так как
,
то принимаем
Задаем
коэффициент безопасности,
МПа.
(428 * 1)/1,1 = 389 МПа.
3.2.2. Допускаемые напряжения изгиба для шестерни
где
– предел выносливости материала по
напряжениям изгиба при отнулевом цикле
нагружения для шестерни:
* 235 = 423 МПа,
(3.6)
где
- минимальная твердость зубьев шестерни;
- коэффициент, учитывающий двустороннее
приложение нагрузки.
Определяем коэффициент долговечности при расчёте по напряжениям изгиба:
где
- базовое число циклов перемены
напряжений, соответствующее пределу
выносливости;
Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев шестерни:
216000000.
Так как
,
то
Коэффициент безопасности
.
= (423 * 1 * 1) / 1,75
= 242 МПа.
3.2.3. Допускаемые напряжения изгиба для колеса
где
– предел выносливости материала по
напряжениям изгиба при отнулевом цикле
нагружения для колеса:
* 179 = 322 МПа,
где
- минимальная твердость зубьев колеса;
- коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки.
Определяем коэффициент долговечности при расчёте по напряжениям изгиба:
где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;
Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев колеса:
38580000.
Так как
,
то
Коэффициент безопасности .
= (322 * 1 * 1) / 1,75
= 184 МПа.
3.3. Проектный расчёт на контактную прочность
3.3.1. Межосевое расстояние из условия контактной прочности:
где
1,4 – коэффициент расчётной нагрузки,
0,4 – коэффициент ширины колеса относительно
межосевого расстояния.
183,9 мм.
Примечание. Вычисленное межосевое расстояние округляют в большую сторону до стандартного значения из ряда значений: 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112;125;140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400.
Принимаем: 200,0 мм.
3.3.2. Нормальный модуль зацепления:
2,0…4,0 мм.
Примечание. Полученное значение модуля m округляют до стандартной величины из ряда: 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 [8, табл. 3.3].
Принимаем модуль по стандарту:
3,0 мм.
3.3.3. Числа зубьев:
суммарное
133
шестерни
20
колеса
113.
3.3.4. Фактическое передаточное число:
5,7.
3.3.5. Отклонение передаточного числа от стандартного:
0,9 %.
3.3.6. Геометрические размеры зацепления:
диаметры делительных окружностей, мм:
60 (3.15)
339,0;
диаметры окружностей вершин, мм:
66,0
345,0;
диаметры окружностей впадин, мм:
52,5
331,5;
ширина зубчатого венца колеса, мм:
80,0
ширина шестерни, мм:
85,0
фактическое межосевое расстояние, мм:
199,5
3.3.7. Окружная скорость, м/с:
2,3
3.3.8. Степень точности изготовления передачи 8.
3.3.9. Коэффициенты расчётной нагрузки при расчёте по контактным напряжениям и напряжениям изгиба:
Определяем коэффициенты динамичности
нагрузки по таблице [8, стр. 53, табл.
3.6],
1,1;
;
коэффициенты концентрации нагрузки
для прирабатывающихся колёс принимаем:
.
Для прямозубых передач
.
Определяем коэффициент расчётной нагрузки:
1,08.
Так как фактический коэффициент расчётной
нагрузки при расчете по контактным
напряжениям
1,08 не превышает
,
принятого в проектном расчёте, то
проверка по контактным напряжениям не
требуется.